具有动态调节式驱动部件的冲击扳手及其方法与流程

本申请要求2011年4月5日提交的且题为“rotaryimpactdevice(旋转冲击设备)”的美国专利申请no.13/080,030的优先权的权益，并且是该美国专利申请的部分继续申请。本申请还要求2014年1月31日提交的且题为“powersocketforanimpacttool(用于冲击工具的动力套筒)”的美国专利申请no.14/169,945的优先权的权益，并且是该美国专利申请的部分继续申请。此外，本申请要求2014年1月31日提交的且题为“one-piecepowersocketforanimpacttool”(“用于冲击工具的一体式动力套筒”)的美国专利申请no.14/169,999的优先权的权益，并且是该美国专利申请的部分继续申请。

以下总体上涉及一种改进的冲击扳手，并且更总体上涉及一种具有动态调节式(tuned)驱动部件(比如锤砧套筒组合)的改进的冲击扳手，以及优化其特征功能的相应方法。

背景技术：

冲击工具(比如冲击扳手)在本领域中是公知的。冲击扳手是一种输出轴或锤砧被旋转质量体或锤部撞击的扳手。输出轴通常联接至紧固件接合元件(比如套筒)，紧固件接合元件构造成与待紧固或松开的紧固件(例如，螺栓、螺钉、螺母等)连接，并且锤部在锤砧上的每次撞击都向紧固件施加扭矩。因为与恒定负载(比如钻头)相比冲击扳手的冲击负载的性质，冲击扳手可以向紧固件输送比恒定驱动紧固件驱动器更高的扭矩。

通常，套筒与冲击扳手的锤砧的多边形配合部分(通常是方形部分)接合，并且套筒继而联接至紧固件的多边形部分(通常具有匹配的六角几何形状)。套筒通常具有用于接收紧固件的多边形部分的多边形凹部，因此形成选择性固定的机械连接。套筒与紧固件的这种连接或接合通常提供了一些松动，该松动允许由于部件之间的公差间隙或空隙而易于部件重复和预期地接合和脱离接合，其中空隙可能因为制造变化而在尺寸上可能不同，并且影响通常与从套筒到紧固件的能量传送相关的时机和/或弹簧效应。另外，在普通方形套筒与锤砧配合连接之间通常也存在弹簧效应。因此，希望增加由套筒施加的扭矩的大小以克服弹簧效应，最大化能量传送，提高净效果，并改善冲击扳手的性能。

技术实现要素：

本发明的一方面包括一种冲击扳手，包括：壳体，其被构造成容纳马达；锤部，其被构造成由马达驱动；锤砧，其被构造成在锤部被驱动时周期性地接合锤部；以及套筒，其具有被构造成可移除地联接至锤砧的相应接口的接口，其中套筒进一步被构造成接合紧固件；并且其中锤砧和套筒被调节和构造，使得当它们(包括两者之间的接口)可移除地联接在一起时，它们的组合刚度被优化成在冲击扳手所用于的紧固件的刚度的1.15倍和1.45倍之间。

本公开的另一方面包括一种冲击扳手，包括：壳体，其被构造成容纳马达和由马达驱动的锤部；锤砧，其被构造成在锤部被驱动时周期性地接合锤部；以及套筒，其可移除地联接至锤砧，其中套筒进一步被构造成与紧固件接合；并且其中锤砧和套筒被调节和构造，使得当它们可移除地联接在一起时它们的组合惯性等于锤部的惯性，从而当套筒在拧紧期间在紧固件上施加峰值力时有利于使锤部速度为零。

本公开的又一方面包括一种冲击扳手，包括：壳体；壳体内的马达；由马达驱动的锤部；被构造成与锤部接合的锤砧；以及可移除地联接至锤砧的套筒，其中套筒进一步被构造成与紧固件接合；并且其中锤砧和套筒被动态地调节和构造，使得组合的套筒和锤砧部件的惯性与锤部的惯性之比同锤砧/套筒组合刚度与六角件刚度之比具有特定关系，从而以最小总重量实现最大输出。

本公开的再一方面包括一种动态地调节冲击扳手的驱动部件的方法，该方法包括：调整锤砧与套筒之间的接口，使得锤砧和套筒联接在一起时的组合刚度处于在其上使用冲击扳手的六角紧固件的刚度的4/3的范围内。

本公开的进一步方面包括一种动态地调节冲击扳手的驱动部件的方法，该方法包括：调整锤砧和套筒的重量分布，使得当它们可移除地联接在一起时，它们的组合惯性等于冲击扳手的锤部的惯性，从而当套筒在拧紧期间在紧固件上施加峰值力时有利于使锤部速度为零。

本公开的另外一方面包括一种动态地调节冲击扳手的驱动部件的方法，该方法包括：将冲击扳手的驱动部件等同于双振荡器模型中的弹簧和质量体，使得六角紧固件等同于第一弹簧力，套筒等同于第一惯性质量体，锤砧等同于第二弹簧力，并且锤部等同于第二惯性质量体；以及调节锤砧和套筒，使得组合的套筒和锤砧部件的惯性与锤部的惯性之比同锤砧/套筒组合刚度与六角件刚度之比具有特定关系，从而以最小总重量实现最大输出。

从以下结合附图对具体实施例进行的更详细描述，本公开的前述和其它的特征、优点和构造将变得更显而易见和完全理解。

附图说明

将参考以下附图详细描述一些实施例，其中相同的附图标记表示相同的构件：

图1是普通冲击扳手和标准套筒的一个实施例的侧视图；

图2是图1的普通冲击扳手的立体图；

图3是图1和图2的普通冲击扳手和标准套筒的部分剖视图；

图4a是标准的球与凸轮锤砧机构的实施例的前立体图，该机构通常与普通冲击扳手和标准套筒一起使用；

图4b是图4a的标准的球与凸轮锤砧机构的实施例的后立体图；

图5是标准摆动配重件或maurer(毛雷尔)机构的实施例的前立体图，该机构通常与普通冲击扳手和标准套筒一起使用；

图6是具有普通的球与凸轮机构的普通冲击扳手的驱动系统的分解立体图，其中各驱动部件与相应的双振荡器模型相关并分别等同于相应的双振荡器模型；

图7是具有标准摆动配重件或maurer机构的普通冲击扳手的驱动系统的分解立体图，其中各驱动部件与相应的双振荡器模型相关并分别等同于相应的双振荡器模型；

图8是具有标准摇滚机构的普通冲击扳手的驱动系统的分解立体图，其中各驱动部件与相应的双振荡器模型相关并分别等同于相应的双振荡器模型；

图9是调节式动力套筒的实施例的前立体图；

图10是图9的调节式动力套筒的实施例的后立体图；

图11是普通冲击扳手和调节式动力套筒的一个实施例的侧视图；

图12是图11的普通冲击扳手和调节式动力套筒的部分剖视图；

图13是模拟普通冲击扳手和具有惯性构件的调节式动力套筒的紧固操作的框图，该惯性构件在距套筒的旋转轴线较大距离处增加了相当大的质量；

图14示出了与冲击扳手驱动系统的标准非调节式部件有关的能量与时间的关系图；

图15示出了与冲击扳手驱动系统的动态调节式优化部件有关的能量与时间的关系图；

图16示出了感兴趣刚度和实验室测量比率的列表；

图17a示出了动态调节式锤砧的实施例的前立体图；

图17b示出了动态调节式锤砧的实施例的后立体图；

图17c示出了动态调节式锤砧的实施例的侧视图；

图18示出了锤砧与套筒的动态调节式实施例的配合接合；

图19示出了绘制的惯性比与刚度比曲线；

图20示出了图19的绘制的惯性比与刚度比曲线，并且包括与各种调节式和非调节式冲击扳手驱动系统的可操作功能有关的性能区；

图21示出了当各部件之间没有六角间隙时的能量与时间的关系图；

图22示出了当各部件之间存在六角间隙时的能量与时间的关系图；

图23示出了对于非加强锤砧连接的扭矩与时间的关系图；

图24示出了对于加强锤砧连接的扭矩与时间的关系图；

图25示出了对加强花键连接和非加强标准方形连接进行比较的输出扭矩与六角空隙的关系图；

图26示出了较大质量体撞击较小质量体的台球模型；

图27示出了较小质量体撞击较大质量体的台球模型；

图28示出了一质量体撞击具有类似惯性特性的另一质量体的台球模型；

图29示出了绘制的惯性比与刚度比曲线，以及通过动量建模导出的最优边界；

图30a示出了动态调节式锤砧的另一实施例的前立体图；

图30b示出了动态调节式锤砧的另一实施例的后立体图；

图30c示出了动态调节式锤砧的另一实施例的侧视图；

图31示出了具有调节式球与凸轮机构的普通冲击扳手的驱动系统的分解立体图，其中各驱动部件与相应的双振荡器模型相关并分别等同于相应的双振荡器模型；

图32是示出了具有调节式锤砧/套筒组合以及标准摆动配重件或maurer机构的调节式冲击扳手的驱动系统的分解立体图，其中各驱动部件与相应的双振荡器模型相关并分别等同于相应的双振荡器模型；

图33示出了具有不同调节式部件的三个无绳冲击扳手的结构差异；并且

图34示出了可以以锤砧和套筒的加强配合接合实现的各种结构特征。

具体实施方式

现在具体参考附图，图1中总体展示和示出了现有技术冲击扳手和普通套筒的示例。套筒1010可以附接至作为高扭矩源的冲击工具(比如冲击扳手1012)并由冲击工具驱动。冲击扳手1012通常包括输出轴或锤砧1022，该锤砧具有尺寸适于联接套筒1010的套筒接合部分1014。套筒1010旨在选择性地固定和可移除地联接至冲击扳手1012。

普通的套筒1010通常具有纵向轴线1028，该纵向轴线在套筒固定至冲击扳手1012的锤砧1022的套筒接合部分1014时限定了套筒1010的旋转轴线。套筒1010还包括主体1030，该主体沿着轴线1028从第一纵向端部1032延伸至相对第二纵向端部1034。输入凹部1038限定在套筒主体1030的第一纵向端部1032处，该输入凹部的尺寸适于接收冲击扳手1012的锤砧1022的套筒接合部分1014并与其配合。通常，凹部1038为方形，以匹配冲击扳手1012的输出轴或锤砧的套筒接合部分1014的标准方形横截面(见图2)。应该理解的是，普通锤砧1022的方形套筒接合部分1014可以具有其它特征，比如例如圆形或倒角的边缘，或者保持特征，比如弹簧加载的球、o形环或其它特征。在这样的实施例中，凹部1038可以成形为匹配冲击扳手1012的输出轴或锤砧1022的套筒接合部分1014的构造。

套筒1010通常包括输出凹部1040，该输出凹部限定在主体1030的相对第二纵向端部1034处。输出凹部1040的尺寸适于接收紧固件的头部。通常，凹部1040是六边形的(见图3和图6)，以匹配紧固件1的普通六边形配合部分。紧固件1可以是螺母、螺钉、螺栓、凸耳螺母等。应当理解，在其它实施例中，输出凹部1040可以构造成接收具有其它类型的头部的紧固件，比如例如，方形、八边形、phillips式、扁平、星形或内梅花头螺钉兼容式，等等。如本领域所公知的，紧固件1的至少一部分(例如，六角螺母、螺栓的头部、以及螺钉的主体)具有与多边形输出凹部1040对应的多边形形状。在使用期间，紧固件1的多边形部分插入多边形输出凹部1040中以便操作，并且通常通过摩擦配合选择性地彼此固定。套筒1010通常由耐用的硬质材料制成，比如钢。

如本领域普通技术人员所公知的，典型的冲击扳手1012被设计成接收标准套筒1010并被设计成在使用者施加最小力的情况下输送高扭矩输出。如图1-图3所示，普通冲击扳手1012通常包括壳体1016，该壳体包围马达1018。马达1018通常被构造成由压缩空气源(未示出)驱动，但是可以使用其它动力源。这些源可以包括电力、液压等。在操作中，马达1018使被构造成转动并产生旋转惯性存储能量的质量体(比如例如，锤部1020)加速。该旋转惯性花费一段时间自由加速，直到实体材料的离合器周期性地突然中断并且通过锤砧1022和与锤砧1022串联连接的套筒1010将旋转质量体动力地锁定至螺栓或螺母。因此，通过将动能存储在旋转质量体(比如，锤部1020)中并接着将能量输送至与套筒1010(其继而与冲击扳手1012的输出轴或锤砧1022接合)接合的紧固件，实现了高扭矩输出。锤部1020被构造成突然撞击、接触或以其它方式接合输出轴或锤砧1022。锤部1020与锤砧1022的突然接合形成了高扭矩冲击。在说明性实施例中，锤部1020被构造成在旋转时在壳体1016内朝向锤砧1022滑动。弹簧(未示出)或其它偏压元件可以偏压锤部1020使之与锤砧1022脱离接合。一旦锤部1020冲击锤砧1022，冲击扳手1012的锤部1020设计成就再次自由转动。如图1-图3所示，冲击扳手1012还包括扳机1024，该扳机相对于壳体1016可移动地联接。在使用时，当按下扳机1024时，压缩空气、电力或液压流体等被输送至冲击扳手1012。

本领域普通技术人员应理解的是，存在许多已知的锤部1020设计，并且还认识到重要的是锤部1020被构造成相对自由地转动、冲击锤砧1022，并且然后在冲击之后再次相对自由地转动。在一些常见的冲击扳手1012设计中，锤部1020每次回转时驱动锤砧1022一次。然而，存在其它的冲击扳手1012设计，其中锤部1020每次回转时驱动锤砧1022两次。图3中示出的冲击扳手1012的部分剖视图揭示了标准的球与凸轮机构锤部与锤砧设计。图4a和图4b分别示出了标准的球与凸轮锤砧1022的前立体图和后立体图。图4a突出地示出了普通方形套筒配合接合部分1014的实施例，而图4a和图4b都示出了锤砧卡爪1087如何从锤砧1022的中心轴线径向延伸。锤砧1022的在卡爪1087与方形套筒接合部分1014之间延伸的部分用作支承轴颈并且在使用期间帮助对准和支撑锤砧1022。球与凸轮锤砧1022通常用在由电马达供能的冲击扳手中。图5中示出了另一种普通锤砧的实施例，该图示出了标准的摆动配重件或maurer机构锤砧3022。这种普通类型的锤砧3022包括典型的方形套筒接合部分3014。在锤砧3022的另一端部附近是与图1-图4b的普通的球与凸轮锤砧1022相比在直径上相对较小的卡爪3087。普通的maurer机构锤砧3022通常与气动供能的冲击扳手结合使用。此外，像锤砧3022这样的maurer机构可以允许以双锤部设计进行操作。

冲击扳手(比如冲击扳手1012)的输出扭矩可能难以测量，因为锤部1020对锤砧1022的冲击是短冲击力。换句话说，冲击扳手1012通过锤部1020的每次冲击而输送固定量的能量，而不是固定扭矩。因此，冲击扳手1012的实际输出扭矩根据操作而改变。锤砧(比如锤砧1022或3022)被设计成选择性地固定到套筒(比如套筒1010)。锤砧(比如锤砧1022、3022)与套筒(比如套筒1010)的这种接合或连接在操作时导致弹簧效应。这种弹簧效应存储能量并释放能量。另外，在套筒1010和与其接合的紧固件1之间存在弹簧效应。同样，这种弹簧效应存储能量并释放能量。

对与使用冲击扳手拧紧紧固件相关的弹簧效应进行建模可能是有益的。如本领域普通技术人员所知的，两个质量体(m1和m2)和两个弹簧(k1和k2)的组合通常被称为双振荡器机械系统。在该系统中，弹簧(k1和k2)被设计成存储和传递势能。质量体(m1和m2)用于存储和传递动能。普通冲击扳手的驱动系统或驱动部件和机构通常可以分解为普通的基本元件。通常，驱动系统由马达、锤部、锤砧、套筒和接头(或待被驱动的紧固件部件)组成。马达可以直接或间接地联接至锤部。锤部通常与具有和旋转中心间隔开的配合卡爪的锤砧接合。锤砧联接至具有配合几何形状(通常为方形)的套筒，并且套筒通常联接至具有配合六角几何形状的接头的螺母。如图6-图9所示，以分解立体图示出了三种普通冲击扳手驱动机构，其中驱动部件被分别建模。例如，图6示出了具有普通的球与凸轮机构的冲击扳手的驱动系统的分解立体图，该系统具有与图1-图4b示出的部件类似的部件，其中各驱动部件与双振荡器模型相关并等同于双振荡器模型。如所建模的，接头或六角紧固件1等同于第一弹簧k1。标准套筒1010等同于第一惯性质量体m1。普通的球与凸轮锤砧1022等同于第二弹簧k2，并且相关的球与凸轮锤部1020等同于第二惯性质量体m2。为了清楚的目的，图6-图8中提供了箭头，主要示出每个对应的机械部件如何具有关联的模型部件。

在图7中具体示出了采用标准摆动配重件或maurer机构的普通冲击扳手驱动系统并对其建模。套筒1010和六角紧固件1可以被构造成与图6中所示的套筒和六角紧固件相同或相似，但是，摆动配重件maurer机构尤其与标准的球与凸轮机构不同，其中摆动配重件maurer机构采用双锤部部件3020和具有卡爪特征(相应地被构造成与双锤部3020接合)的大致圆柱形的锤砧3022。为了清楚的目的，提供了虚线框以包围并因此指示锤部3020的部件特征。图8中具体示出了另一种公知的采用标准摇滚机构的冲击扳手驱动系统。同样，套筒1010和六角紧固件1可以被构造成与图6和图7中所示出的套筒和六角紧固件相同或相似。以类似的方式，提供了虚线以描绘摇滚锤部4020的各部件。锤砧4022通常也是圆柱形的，具有被构造成与摇滚锤部4020接合的卡爪特征。锤砧4022的套筒配合端部是标准的方形形状，并且以类似的方式，分别在图6和图7中示出的锤砧1022和3022的套筒配合端部也具有标准方形形状。

出于建模的目的，普通方形驱动锤砧的惯性相对于其它部件是极低的并且其纯粹被视为扭转弹簧。套筒与锤砧之间的驱动连接的顺应性被归结到锤砧的其余部分的总刚度中，并且为了进一步建模的目的，将假设被包括在术语“锤砧刚度”中并且将在后面讨论。套筒(比如，套筒1010)具有相对高的刚度，但在惯性上相对较大，因此其被视为纯惯性。为了数学建模，假设接头(或六角紧固件1)处于“锁定”状态，即不能进一步移动，这允许将六角接口建模为非常刚性的弹簧。工具无法再进一步移动六角件的点将表征系统的“动力”。这在实践中也是如此。软弱工具通常以相对较短的角度到达锁定六角件并且安装扭矩较低，而强力工具通常以较大的角度到达锁定六角件并且在同一螺栓上实现更高的安装扭矩。

可以对双振荡器系统调节，以高效且有效地将来自冲击设备或锤部(建模为m2)的能量通过锤砧-套筒连接(建模为k2)、套筒(建模为m1)以及套筒-紧固件连接(建模为k1)传送到接头紧固件1。恰当的调节可以帮助确保由冲击扳手锤部m2输送的能量中的大部分通过锤砧-套筒连接弹簧k2传送到套筒m1。在使用期间，由于弹簧k1是刚性的，因此套筒m1的惯性质量的减速度的速率非常高。由于减速度高，所以施加在紧固件上的扭矩高。

对冲击扳手的各驱动部件进行调节的一种方法是增加套筒的惯性质量；从而形成动力套筒。这尤其可以通过为套筒提供惯性特征来实现，比如例如位于远离套筒的中心轴线一定径向距离处的环形环。如图9和图10所示，环形环可以用作增加套筒2010的惯性质量的惯性构件2036。惯性构件2036的目的是通过增加冲击扳手内部的旋转锤部(比如图11和图12中所示的冲击扳手2012的旋转锤部2020)的净效果来提高冲击扳手的整体性能。冲击扳手2012可以类似于冲击扳手1012，并且可以包括类似的部件元件，比如壳体2016、马达2018、扳机2024以及具有标准方形套筒接合部分2014的锤砧2022。套筒2010可以包括方形的输入凹部2038，该输入凹部的尺寸适于接收冲击扳手2012的锤砧2022的标准方形套筒接合部分2014并与之配合。如所示出的，驱动机构是普通的球与凸轮机构，但是具有方形套筒接合部件的任何驱动机构都可以通过使用动力惯性套筒(比如，套筒2010)而可操作并可调节以改善性能。套筒2010还可以包括输出凹部2040，该输出凹部的尺寸适于接收紧固件1的头部(通常为六角头部)。由于惯性构件2036用作套筒2010上的一种静止飞轮，所以性能得以提高。静止飞轮意味着飞轮相对于套筒2010是静止的，但相对于锤砧2022和紧固件1运动。通过用作静止飞轮，惯性构件2036增加了施加到紧固件1的扭矩的大小，以便松开或拧紧紧固件。

参考所公开的调节式动力套筒实施例，如图13所示，惯性构件2036在距套筒2010的旋转轴线2028较大距离处增加了相当大的质量。应该注意的是，图13以线性模式示出并建模，但冲击扳手和套筒是旋转系统。然而，具有惯性构件2036的套筒2036由m1表示。具有惯性构件的套筒m1操作性地位于弹簧效应k1和k2之间；换句话说，套筒与紧固件1(建模为弹簧效应k1)和锤砧(建模为弹簧效果k2)都连接。因此，普通方形锤砧与套筒连接的弹簧刚度用k2表示，并且套筒与紧固件连接的弹簧刚度用k1表示，而紧固件本身用地面表示。冲击扳手的质量惯性矩用m2指示，并且表示冲击扳手内部的旋转锤部的质量惯性矩。关于调节式动力套筒2010，弹簧刚度k1是k1与k2组合的弹簧刚度的三倍，导致非常高的扭矩从具有惯性构件的套筒2010(建模为m1)传递到紧固件。

当冲击扳手驱动系统调节主要关注于套筒上时，调节过程根据以下观念操作：对于给定的机构惯性和接头与锤砧刚度的组合，存在最优的套筒惯性。这样，双振荡器系统的各元件是预定的。假设冲击扳手内部的旋转锤部m2以及弹簧k1和k2具有限定的值。为了以主要关注套筒来调节系统，需要确定的唯一值是套筒2010的惯性构件m12036，以便实现套筒优化的惯性。根据驱动器尺寸(即，1/2”，3/4”，1”)，普通的冲击扳手对于每个驱动器尺寸具有不同的最优惯性。弹簧刚度k2和冲击扳手内部的旋转锤部惯性m2对于包含普通驱动机构的类似驱动器尺寸的所有竞争工具基本相同，比如例如，图6-图8中示出和建模的那些冲击扳手驱动系统。然而，虽然调节式动力套筒显著提高了冲击扳手驱动系统的性能，但是未调节式部件(比如锤部、锤砧和套筒)仍然可以动态地储存未使用的能量，从而防止从冲击扳手到正在被加工的紧固件接头的全部动力传送。冲击扳手驱动系统的调节未完全实现或优化。

为了完全甚至最优地调节冲击扳手驱动系统，还可以将关注点放在冲击扳手驱动系统的两个重要部件——锤砧与套筒组合上，并且调节方法可以考虑优化一起作用的每个冲击扳手驱动系统部件的特性，不仅在零件之间具有更强的互相连接，而且在不引入额外动力输入的情况下以更高的水平执行。这种优化的冲击扳手调节方法引入了动态操纵套筒惯性和锤砧-套筒刚度的概念，以最小化套筒惯性来获得最大输出，从而最小化总工具重量和尺寸。因此，动态冲击扳手调节想到了组合式套筒与锤砧部件的惯性比以及冲击机构的惯性，并考虑了驱动系统性能如何与锤砧/套筒组合刚度和六角件刚度之比具有特定关系，从而以最小总重量实现最大输出。调节动力套筒背后的理论，并且特别是与确定套筒的最优部件惯性相关的方法仍然适用。不同之处在于引入了额外的自变量。

当动态地调节冲击扳手驱动部件时，可以将关注点放在当由于锤部与锤砧的碰撞而接触时从第一次接触的时刻直到能量已达到并传送到螺栓六角形的时刻的各种驱动系统元件的行为上。在该能量传送期开始时，锤部惯性具有某种初始速度，该初始速度代表任何特定冲击可能具有的所有动能。当锤砧与锤部卡爪之间发生初始接触时，通常在接合部件之间存在在任何能量可以传送之前必须被消耗的可测量的旋转间隙量。在锤砧与套筒之间可能存在旋转游隙，特别是如果那种连接是通过普通方形几何形状促成的。套筒的内六角与螺母的外六角之间也存在旋转游隙。根据人们如何选择考虑冲击扳手驱动系统部件之间通常存在的旋转间隙，存在可以实施以完全地、甚至最优地调节冲击扳手驱动系统的两种主要的调节模型。每个调节模型的最优情况用于为动态调节式冲击扳手驱动系统性能提供上边界和边界。

弹簧-质量体振荡器模型

出于该模型和相关讨论的目的，假设冲击扳手驱动系统部件之间的旋转游隙或间隙空隙对驱动系统的行为没有显著影响并且假设被完全消耗。当冲击扳手驱动系统部件上紧时，具有不同大小的惯性和刚度的所有机械元件都会带来相对复杂的振荡行为。能量从每个转动惯性传送到每个串联弹簧元件，并且动能转换为势能并且回到动能，这在几毫秒的时间内看起来有些混乱。主要关注于调整套筒以形成调节式动力套筒的调节方法已经教会我们将套筒惯性选择为远高于当前可用标准套筒的惯性可以增强能量传送和集中到接头中而不会增加输入系统中的能量。了解这些零件之间的关系和它们在相互作用时的惯性及相关刚度的影响以及能量通过系统的输送，对于动态地优化冲击扳手系统以向紧固件接头输送尽可能多的能量是至关重要的。

对冲击扳手/紧固件接头系统的各种部件连接的套筒与锤砧的惯性和刚度的动态调节和优化过程从系统的计算开始，建模为集中质量和弹簧，其中部件之间没有旋转游隙或间隙空隙，并且部件在第一次接触时刚性地连接。对于所讨论的能量传送时间段，这种假设是合理的并且有助于简化运动公式。图6-图8所示的图中示出了用于对标准空气驱动的冲击扳手建模的典型示意图。虽然锤砧构造、离合器机构和实际运动公式在各种驱动机构之间略有不同，但理论和建模方法大致相同。

如之前所讨论的，典型的方形锤砧/套筒配合连接具有相对低的惯性，并且锤砧/套筒连接的兼容性被集中到总“锤砧刚度”中。在设计者完全控制系统的所有元件(包括六角件)的理想情况下，关于图6-图8中所示的弹簧-质量体振荡器的位置、速度和加速度存在闭合形式解。如下，其中“x”是旋转角度，w表示角速度，f表示初始角度，并且“a”和“c”是与振幅相关的常数。下标1和2分别表示套筒和锤部惯性主体。建模公式可以阐述如下：

公式1

x2＝c1a21sin(ω1t+φ1)+c2a22sin(ω2t+φ2)

x1＝c1a11sin(ω1t+φ1)+c2a12sin(ω2t+φ2)

冲击扳手驱动系统的初始条件给定为：

x1＝x2＝0惯性的任意角位置原点为零

v1＝0锤砧与套筒静止地开始每次冲击

v2＜>0这是锤部在被马达加速后的角速度并且被视为已知常数

对于这组初始条件，常数“a”和“c”如下：

等式2

相位角φ为零，并且a描述模态形状：

等式3

可以进行以下分配：

a11＝a12＝1

然后，将“c”和“a”常数减少至：

等式4

等式5

其中固有频率ω1和ω2由下式给出：

等式6

公式1至6描述了在一些初始条件以及任何一组弹簧常数和惯性下的质量体运动。在设计者控制所有惯性和刚度的理想情况下，可以通过在整个冲击循环中应用一些动态能量计算条件来确定这些量的具体值。当所有其它部件在k1达到其峰值能量的精确时间完全放出它们的能量时，将出现弹簧k1的最大偏转或六角件中的峰值能量。这意味着锤部和套筒没有动能，并因此具有零速度，并且锤砧、弹簧k2没有势能，并因此没有偏转。同样，这是理想的情况。

为了找到弹簧k1中的最优扭矩，以下条件可以应用于公式1-6：

在某个随后的时间t＝a

v1a＝v2a＝0当螺母六角件(k1)处于其峰值扭矩时，锤部和套筒的速度为零。否则，这些部件中会有能量束缚。

x2a-x1a＝0锤砧偏转也必须为零，否则锤砧中将有能量束缚，这些能量应该在六角件中。

x1a<>0六角件“弹簧”偏转。

对于这组条件为真：

上述结果描述了在理想条件下处于锤部与六角件之间的各部件的最优惯性和最优刚度。因此，在动态地调节冲击扳手驱动系统时，在完美世界中，套筒/锤砧组合的惯性必须是冲击机构的锤部部件的组合惯性的3/4，同时螺母六角件的刚度必须是锤砧的刚度的3/4，以使输出最大和总重量最小。

在视觉上演示具有方形锤砧/套筒连接的标准冲击扳手驱动系统(比如图6-图8中示出和建模的冲击扳手驱动系统)与动态调节且优化的理想系统之间的差异可能是有帮助的。该演示示出了在能量传送期间的任何时间的冲击扳手驱动系统的每个元件中所包含的能量。如图14中所示，对于能量与时间的关系，绘制出了标准冲击扳手系统的性能。从图表中明显看出，当六角弹簧(k1-星形标记的虚线)处于其峰值时，其它部件中仍然留有明显量的能量。在六角件(k1)达到其峰值时，锤砧(k2-方形标记的虚线)仍然包含显著量的能量。这种未传送的能量是低效率的来源，可以通过动态调节冲击扳手驱动系统中的惯性和刚度元件来补救。

关于动态调节和优化的冲击扳手驱动系统，图15经由能量与时间图以图形示出了调节扳手的性能。在图15所示的优化驱动系统中，锤部、锤砧和套筒都在六角件(星形标记的虚线)达到其峰值的精确时间释放了它们的能量。值得注意的是，峰值比标准工具输出大100％以上。这种动态调节的冲击扳手驱动系统确实是“理想的”，因为所有的输入锤部能量进入到六角件中，然后在t＝3.5e-04(圆圈标记的实线)100％返回到锤部。本领域普通技术人员将理解，实际上，在两种情况下都会损失一些能量以进行摩擦。然而，理想情况的动态调节在一些方面决定了性能的边界，这为实际的现实生活调节提供了输入。

虽然通过引入零件几何形状变化可以轻易地增加或减小套筒的惯性，但是这种变化可能对工具的总重量以及对进入螺栓或其它紧固件可能位于的狭窄空间的能力导致不期望的不利影响。实现最优刚度比理想情况更具挑战性，出于至少两个原因：1)存在有可能在其上使用冲击扳手的许多螺母尺寸，这为给定工具提出了宽范围的刚度比的可能性，因此必须做出关于六角件尺寸的决定，以对六角件尺寸进行优化；以及2)与理想情况下可用的六角件刚度相比，锤砧刚度(该锤砧刚度包括锤砧与套筒之间的接口的刚度)可以非常低，如在当前可用的普通方形接口的冲击扳手中的情况，比如具有图6-图8所示出和建模的驱动系统的冲击扳手。实验室实验有助于阐明与对锤砧/套筒惯性和刚度比进行的调整相关的真实世界因果关系。例如，图16示出了表1，该表列出了感兴趣的刚度和实验室测量比。由于普通方形接口处于与锤砧主体串联，因为倒数定则，整体刚度总是低于串联中的最低刚度，如下面在数学上阐述：

等式7

1/k总＝1/k方形+1/k锤砧

k总＝1/(1/k方形+1/k锤砧)

因此，当用于具有标准方形接口的普通maurer机构冲击扳手(见图16)的实验室测量数据被应用于该公式时，我们得到以下：

k总＝1/(1/274,000+1/55,000)＝46,000

为了实现最优刚度比，总锤砧刚度(包括与套筒的接口)需要为4/3*k1。关于15/16”六角紧固件，如图16的表1中列出的数据所阐述的，k1＝335,000英寸-磅/弧度。因此，4/3*k1得出最优k总约为446,700英寸-磅/弧度。由于方形接口本身远小于此，即使锤砧主体的刚度增加10倍也不可能达到所需的刚度。因此，实现所需刚度的最有效方式是将接口刚度提高到远高于对总体的要求，使得锤砧主体的增加带来总体下降至最优数。实验室测试已经证实，坚固接口(比如花键接口)实现了这一点。通过有限元分析，已经确定了24齿20/40节距的花键具有约为1,800,000英寸-磅/弧度的测量刚度。因此，利用公式7并求解锤砧刚度，锤砧主体的刚度可以确定如下：

1/k锤砧＝1/k总-1/k花键

k锤砧＝1/(1/k总-1/k花键)

k锤砧＝1/(1/446,700-1/1800k)

k锤砧＝约594,000英寸-磅/弧度

如所确定的，这种刚度比标准锤砧显著增加。然而，通常被称为“球与凸轮”型机构的普通无绳冲击机构非常适于满足该需求所需的几何形状变化。相应锤部的卡爪间隔得相对较远，这允许锤砧直径增大，不仅更好地支撑卡爪，并且更大的锤砧直径还增加了相关的锤砧惯性，从而调节设备并满足最优惯性需求。一个这样的调节锤砧5022的实施例在图17a-17c中的各个立体图中示出。如所体现的，调节锤砧5022包括内部花键套筒配合凹部5047(具体见图17a)，该花键套筒配合凹部被构造成接收调节套筒的外部花键部分。尽管该实施例具体包括具有20/40节距的24花键齿，但是本领域普通技术人员将理解，调节套筒可以具有不同数量的具有不同节距的花键齿。围绕花键套筒配合凹部5047的直径d1可以用作支承轴颈5085，其直径比标准锤砧1022(见图1-图4b)大得多，并且还用作调节过程的m1惯性的一部分。卡爪5087在结构上和功能上可以类似于标准的球与凸轮锤砧1022的卡爪1087。在图17c中清楚示出的颈缩区域5089用来控制调节锤砧5022的刚度。颈部的直径和长度在调节锤砧5022的刚度中起显著作用。图17b中可见的孔用作支承轴颈，以与标准的球与凸轮锤砧1022中的类似支承轴颈的功能类似的方式支撑冲击扳手的其它部件。

在图18中，调节锤砧5022被示出为与相应的调节和构造的套筒5020接合。套筒5020可以具有外部花键部分5017，该外部花键部分被构造成与调节锤砧5022的内部花键套筒配合凹部5047配合。图18中示出的颜色(或渐变阴影)表示利用有限元分析程序收集的偏转数据。利用上文所述的优化过程来确定套筒5020惯性与颈部5089前方的锤砧5022的大直径端部的惯性之和。通过加长锤砧的花键部分(图17c的l1)和/或增加围绕花键的直径(或厚度)(da，还见图17c)，可以增加锤砧的惯性。通常，套筒需要越小且体积越小，锤砧惯性会越大。套筒和锤砧尺寸随着输出的增加而进行的权衡需要在具体情况具体分析的基础上进行评估。

动态冲击扳手驱动系统的调节涉及在通过经验数据辅助的数学模型的基础上确定惯性与刚度之间的最优权衡。如图19中所示，通过基于从经验数据获得的知识利用迭代优化算法在各种惯性和刚度水平下数值地求解可应用的微分方程来生成绘制输出。x轴是锤砧刚度与六角件刚度的设计比。y轴用于锤砧-套筒组合与机构的惯性比。当已知任意三个量时，可以通过寻找与曲线的交点来确定第四个量。不在曲线上的任何位置都有较低的工具输出，并且可能比其它位置具有更大的重量。例如，在刚度比为0.5时，来自曲线的所需惯性比约为1.2。将机构惯性乘以1.2，并且这是m1主体的目标惯性，或者在基于弹簧振荡模型的调节过程的情况下，这是最优的套筒/锤砧组合的目标惯性。任何高于或低于该水平的惯性水平都会导致系统的较低输出。关于所绘制的惯性比与刚度比曲线，有几点值得注意。在低于0.5刚度比的区域中，曲线非常陡峭并且需要大量的附加惯性来优化。随着刚度比的增加，通过增加锤砧刚度或减小六角件刚度/尺寸，用于优化所需的惯性比显著下降。在刚度比为1以上时，曲线平坦得多并且需要相对低的惯性范围来进行优化。关于锤砧的调节，精确为1.33的六角件刚度比(或六角件-锤砧比的倒数，0.75)导致0.75的最优惯性比(锤砧-套筒与机构)并且对应于绘制曲线上的局部最小值。在数值解与闭合形式解同时被动态优化的情况下，这个数值解与闭合形式解一致，其中：

惯性比与刚度比的图可以非常有洞察力地用于调节目的，尤其是当与关于冲击扳手驱动系统的经验数据结合使用时。例如，如图20中所示，同一图中的竖直交叉阴影线区域是目前最普通的锤砧和标准方形套筒的操作位置。这些部位不在最优曲线附近，因为常见的锤砧在刚度上较低，而且典型的套筒相对于它们的机构在惯性上非常低。用于标准方形驱动工具的调节式动力套筒在对角交叉阴影线区域中操作。锤砧是相同的(意味着锤砧没有被优化并且包括普通的方形套筒配合部分)，但是惯性已经显著增加，并且对于窄范围的六角件，惯性被完美地调节。轻微阴影的区域是动态调节式驱动系统可能最频繁地操作的位置，特别是对于某些机构类型，其中锤砧的刚度可以增加到最优惯性比在0.75和1.0之间的某点，使得最终的工具动力与重量比非常难以与之竞争。在锤砧不能设计成在刚度上显著更高的情况下，则水平交叉阴影线指定的区域可能是最优的目标区域。

当通过采用弹簧-质量体振荡模型来调节冲击扳手驱动系统性能时，惯性比与刚度比的图可以用来确定所实现的任意刚度比的最优惯性。存在与移动刚度比以尽可能接近1.33相关联的性能优势，使得惯性可以尽可能低并且仍然以最高水平执行。套筒与锤砧之间的接口的刚度将决定所需的惯性可以在套筒与锤砧之间分开的程度。在方形驱动连接的情况下，模型和经验数据都证明该连接不够刚性不足以将锤砧和套筒当成单个质量体，并且因此，所需惯性的大部分可能包含在套筒中，比如调节式动力套筒的设计中。通过刚性更大的连接，比如通过实施花键驱动连接，惯性可以以任何便利方式在两个部件之间分开，从而减少由于套筒中的附加材料而减少进入的可能性。

如上所述，理想情况是有趣的，但它是例外的且不是规则的。存在冲击动力件不能在所有参数处于其最优的情况下操作的各种原因。首先，使用者可能会在宽范围的六角件尺寸上使用冲击扳手。每个六角件尺寸将呈现出各种各样的刚度行为。大的六角件看起来非常坚固，而小的六角件看起来相对柔软。估计给定的六角件尺寸所期望的刚度是实验和经验测试的问题。但是，最后可能最终会出现工具未完全优化的六角件尺寸。然而，如图19和图20中所示，最优曲线的形状允许设计者以相对较大的六角件尺寸进行优化，这导致对于工具被优化用于的六角件之下的六角件尺寸非常接近最佳条件。其次，对于每个机构的锤砧都存在物理限制，这可能妨碍实现高水平的刚度。例如，通常可以使长且细的杆变得更短和/或在直径上更大而更坚固。在图5所示的锤砧的情况下，其经常用在空气驱动的冲击扳手中，刚度被具有卡爪的锤砧的一部分限制，该部分具有相对较小的直径并且在直径上比锤砧长得多。第三，系统中存在损失，该损失总是会移除能量并导致理想化等式超估/低估参数。可以改进模型以随时间包括这些元素，以增强其预测能力。对于像图5示出的标准maurer机构的锤砧，对于许多的设计成在其上操作的六角件尺寸，不可能实现最优刚度。对于次优刚度，省略了当六角件能量达到峰值时在锤部、锤砧和套筒中包含的势能和动能都为零的假设，可以在数值上求解前面提到的微分等式。它成为迭代和动态的优化过程，该过程可以考虑已知量的锤部惯性、初始锤部速度、设计锤砧刚度和规定的六角件刚度，以驱动未知量的套筒惯性，从而使k1扭矩最大化。

弹簧-质量体振荡模型包括在冲击事件期间需要锤部、锤砧、套筒和六角螺母紧固件接触的假设。即使在模拟期间出现各种力，模型的数学也不会考虑部件元素的分离。测试数据显示，这实际上是一种在实际实践中相对罕见的情况，但肯定是一种可能且潜在的边界情况。

动量模型

存在几种其它的可能的接触状态组合，这些组合在设计者的控制下可以影响冲击扳手驱动系统的惯性与刚度参数的优化。部件彼此脱离的能力通常锤砧与套筒之间以及套筒与六角螺母之间的松散配合提供。在某种程度上，这些松散配合是需要的，以允许制造变化并且在正常使用期间易于重复和预期的组装和拆卸。冲击扳手驱动系统部件之间的这些松散间隙或空隙对于考虑驱动系统的能量传送能力是至关重要的，这是因为在锤部与锤砧的接触开始时它们更加常见。

冲击扳手驱动系统部件之间的间隙对零件之间发生的能量传送的时机具有重要作用。在这种动量模型分析中，有益的是将冲击事件考虑成由快速变化的加速度(该加速度取决于当时接触的物体)定义的运动，而不是作为状态的瞬时或不连续变化。在弹簧-质量体振荡模型中，描述了每个部件在冲击事件期间包含的能量。在零间隙情形中，如所描述的弹簧-质量体振荡模型，当期望所有能量到达套筒与螺母之间的接口时，此时在各个部件中都可能储存能量。所储存的能量到达得较晚(如果真的发生的话)并且不能在螺母上做任何有价值的工作。在间隙空隙或动量模型情形中，存在一定角度(套筒(或锤砧)在发生任何接触之前需要穿过该角度)，在螺母/套筒接口达到其峰值扭矩之前可能存在大量更多的时间来发生主体之间的能量传送。在图21和图22中示出了对于给定的一组设计和初始条件参数在任何给定时间能量如何包含在锤部、锤砧、套筒和六角件中的描述。具体地，图21示出了所有部件接触且不能脱离的表示，而图22在套筒与螺母之间引入了大的空隙，并允许所有部件在力允许发生分离时分离。值得注意的是，如图21所绘制的，当与k1相关的星形标记的实线达到其峰值时，其它部件仍含有能量。然而，如图22所绘制的，当与k1相关的星形标记的实线为峰值时，所有其它水平均为零。还要注意，与k1相关的星形标记的实线的峰值比图21中的峰值更高并且在时间上发生得更晚。

冲击扳手驱动系统部件的驱动接口之间的间隙或空隙的状态当前不受控制并且几乎是随机的。但是，间隙对系统优化的影响是重要的。当有时间进行全部能量传送时，优化实际上会大大简化，特别是如果可以确保该时间的话。根据弹簧-质量体振荡器模型，已经确定锤砧刚度对能量的时机具有明显的影响。这是一个强大的参数，用于在六角形间隙非常低或为零的情况下改善能量的快速和完全传送。图23和图24示出了施加到锤砧(方形标记线)和六角件(星形标记线)的扭矩的图，以更好地显示那些峰值的时机。特别示出在图23中的图是用六角件中的小间隙进行的模拟，并且示出了当六角件(k1-星形标记线)为峰值时，锤砧仍然偏转并且储存能量。六角件的偏转“中断”了锤砧的偏转，并在锤砧释放其所有能量之前达到峰值且具有用其可预测的(但难以测量的)相互作用。示出在图24中的图示出了相同的六角件间隙和大约更坚固4倍的锤砧。锤砧(方形标记线)偏转到大约7000英寸-磅并且在大约2.00e-4秒时发生的六角件(k1-星形标记线)峰值之前完全卸载。锤砧返回到未偏转状态表示锤部与锤砧的分离或脱离，并确保锤砧在该脱离期间不储存显著的势能。该模型表明，对于任何系统的每种六角件间隙状态，存在实现脱离以及因此的完整能量传送所需的最小锤砧刚度。使用最小锤砧刚度的动机是减小的锤砧扭矩(方形标记线的峰值)，锤砧必须设计成耐久地承受该锤砧扭矩。

图25中示出了当六角件中的间隙(称为“六角件空隙”)增加时模拟的扭矩输出的图。该图示出了动态调节的高刚度花键驱动锤砧(实线)的输出对于六角件空隙的敏感性远小于调节的低刚度锤砧(黑色虚线)。虽然锤砧在某种程度上都“调节”，但这个图假设锤砧刚度不是调节过程的一部分。由于六角件空隙非常随机，所以任何给定的冲击事件都在沿这些曲线的某处具有输出。最终的性能将是在螺栓拧紧的情况下通过“棘轮”效应实现的所有点的某种累积效应。当更高的能量冲击更有效时发生“棘轮”效应，即使它们代表了冲击中的少数情况。显然，该曲线越平坦，冲击的生产率就越少被分散，并且整体上拧紧将实现更高的扭矩。

六角件中间隙的存在也影响惯性的优化。无论锤砧刚度是否能够增加，如果锤砧与锤部之间的分离是冲击事件的主要类型，那么碰撞和动量的理论将适用。回顾低锤砧刚度下所储存的锤砧能量的能量计算和时机讨论，希望确保当六角件中的扭矩达到其峰值时锤部不储存能量(在这种情况下为动能)。否则，该能量被认为是迟到的，并且不能有助于在螺母上完成的工作。因此，为了最优的性能，当达到六角件的峰值时，锤部的速度必须为零。假设其它条件有利于脱离的情形，比如坚固锤砧和/或足够的六角件间隙状态，锤砧/套筒组合的恰当惯性等于锤部的惯性。考虑图26-图28中示出的图，其使用台球类比来演示动量因素。

如图26所示，条纹球接近静止的白球。条纹球具有明显大于白球的质量。在条纹球撞击白球之后，冲击后的状态如下所示。由于白球质量较小，白球以比条纹球接近的速度明显更高的速度移动。由于同样的原因，条纹球并没有完全停止。动量公式证实了这一点。下面公式中的下标“s”和“w”表示条纹球和白球的颜色，而“i”和“f”表示关于冲击时间的初始情况和最终情况。

msvsi+mwvwi＝msvsf+mwvwf

ms(vsi-vsf)＝mw(vwf-vwi)

质量之比表示速度变化之比。另外，条纹球的持续向前速度与白球前进所朝向的弹簧使得在条纹球的速度变为负并且在与其接近的方向相反的方向上前进之前在球之间将存在另外的接触。这种反弹行为是非常低效和不期望的操作。

如果白球显著小于条纹球，那么条纹球将在原始接近方向上具有连续的(正)速度，如图26所示。如果白球比条纹球大得多，如图27所示，那么条纹球将具有负速度并且以与其接近的方向相反的方向前进。无论哪种方式，条纹球储存动能，该动能无法到达墙上的弹簧。

获得完整动量和能量传送的唯一方法是在冲击之后条纹球具有零速度。已知vwi和vsf都为零且vsi不为零，唯一真实的方法是使ms和mw相等，从而使vwf＝vsi。

因此，对于六角件间隙的状态足够大或者锤砧相对坚固的情况，最优的套筒/锤砧惯性等于锤部惯性，如图28所示。

由于在任何冲击事件时的六角件间隙状态是相对随机的，所以将存在在零空隙情况与足够空隙情况之间变化的情况。于是，性能的预测将具有由基于动量的模型限定的上边界和由弹簧-质量体振荡模型限定的下边界。同样地，如图29中由图形所示，最优的惯性和刚度将介于由两个模型指定的优化之间。如果一种情况更有可能或者可能更有可能，那么遵循一个模型而不是另一个模型可能是可取的。因此有利的是尝试选择使系统对空隙不太敏感的参数，使得上边界和下边界非常接近，并且一个模型相对于另一个模型的应用不那么重要。

动态调节式冲击扳手驱动系统部件

具有动态调节式驱动部件的冲击扳手可以能够产生更高的扭矩输出，而不会增加工具的重量、尺寸或成本。调节式驱动部件针对惯性性能和刚度进行了优化，并且能够比标准冲击扳手和套筒设计更有效且更高效地传递能量。这样，动态调节式冲击扳手可以解决在操作最大马达操作点的同时实现高冲击扭矩的问题，并且还可以在低机构速度下操作的同时防止不稳定操作。调节式驱动部件允许在两种操作模式(最大马达和低速)下成功执行，同时结合具有较小尺寸要求的较轻重量的部件。利用具有动态调节式驱动部件的冲击扳手获得的另一个优点是极端冲击动力与不受束缚的便携性的显著先进组合。例如，之前已经获得极端冲击动力，但是一直限于气动动力应用，该应该需要空气软管连接到工具并因此束缚了工具移动性。驱动部件的动态调节有助于传动系中的减速齿轮的集成，并允许马达更有效地高速运转。此外，调节扳手取得了增加的动力与重量比的优点，因为标准零件可以在尺寸上减小，同时仍然保持高性能和耐用性的品质。

当动态调节时，套筒和锤砧仍然是分离的部件，但是通过极其坚固的连接(比如花键)来连接。与现有解决方案相比，两个驱动部件之间的连接刚度提供了以下优势：1)它使连接部件基本上表现为单个部件，使得在确定最优惯性时，可以简单地将锤砧的惯性加到套筒惯性上。这意味着对于最佳性能所需的所有惯性不必存在于套筒本身上，而是可在工具内部进一步向后“隐藏”而离开紧固件的接近区域；并且2)锤砧-套筒组合的整体刚度中的限制因素通常是套筒与锤砧之间的方形连接。增加套筒/锤砧连接刚度允许增加整体刚度。如前所述，增加这种刚度会降低达到最优性能所需的惯性。通过实施两个主要模型(弹簧-质量体振荡器模型和动量模型)中的至少一个来实现的调节方法使得优化性能特征具有允许引入和比较或经验测试数据的边界理想情况，从而有利于为多种变化的工具操作差异进行优化的零件设计，比如联接部件之间的松动或间隙空隙，以及考虑到惯性比和刚度比之间的平衡的最优结构变化。例如，动态调节表明，包括两者之间的接口的锤砧-套筒组合的总刚度在六角件(在其上使用工具)的刚度的4/3的范围内。否则，用于最小重量下最优性能的惯性比是相对于刚度比的规定值。

如图30a-图30c所描述的，提供了调节式锤砧6022的实施例以获得最大刚度和锤砧强度。与调节式锤砧5022不同，代替了在设计期间可以操纵刚度的“颈缩”区域，该锤砧实施例具有支撑凸缘6071，该支撑凸缘用于通过在下游侧支撑卡爪来加强卡爪6087。卡爪6087不再是单独来自中心毂部的悬臂，而是连接到凸缘6071，从而增加了刚度。卡爪6087与凸缘6071的集成还用来增加卡爪6087的强度并增加部件零件的预期寿命。动态调节仍然可以促进关于套筒接合部分6047的直径d3和长度l3的设计变化，这在某种程度上取决于建模的输入和相应的测试数据。

调节式锤砧6022可以配合到相应的调节式套筒6010，如图31的部分分解图所示出的。如图所示，调节式套筒6010包括具有外部花键的配合部分，外部花键被构造成与锤砧6022的配合部分的互补花键配合。附加足够坚固的锤砧/套筒联接将图6的图(与标准的球与凸轮机构相关)改动为表示调节式部件的模型，如图31中进一步所示。值得注意的是，锤部1020和六角紧固件1可以保持不变。

类似的模型改动在图32中示出，该图示出了摆动配重件或maurer型锤部3020，其可与调节式锤砧7022以及相应的调节式套筒7010一起操作，以最优地驱动六角紧固件1。同样，由于锤部3020的设计可以保持不变，而考虑到锤砧/套筒组合的惯性比和刚度比，对冲击扳手驱动系统部件进行调节以便实现最优性能。

如所讨论的，从动态调节的冲击扳手的驱动部件获得了若干优点。例如，一个这样的优点关于调节部件的外部尺寸的期望变化，如图33所示。示出了三个无绳(电池供电)冲击扳手。所有三个扳手都使用普通的球与凸轮锤部机构。但是，其它驱动部件的动态调节呈现出在性能和外观上的益处。如图所示，中间冲击扳手2012与动态调节式套筒2010(动力套筒)接合，并且因此以更高的扭矩输出执行。然而，为了获得更高的扭矩输出，套筒2010具有大幅增大的直径dp，这归因于呈现出更高性能的附加环形惯性。顶部冲击扳手6012不仅利用套筒6010的动态调节，而且利用结合套筒的锤砧的动态调节。结果是双重的：更高的扭矩输出和更小的工具占地面积，因为套筒6010的长度(与锤砧6022功能性组合，未示出)减小了距离lr，而套筒6010的直径保持与普通套筒1010相同的ds。因此，动态调节的优点不仅显见于工具的性能，而且关于工具的减小尺寸也轻易可见。

动态调节式套筒与锤砧之间的接合结构主要被描述和示出为行业中的标准切削工具可以制造的具有齿的渐开线花键。因此，从可制造性和强度的角度来看，花键接合是期望的。然而，存在也可以满足(或接近满足)与动态调节式冲击扳手驱动部件相关的刚度、惯性和耐久性的必需条件的替代方案。例如，图34示出了当连接调节式锤砧和套筒的相应结构时可以提供功能上可操作的刚度的若干不同接合结构。比如三方形(triplesquare)47a、短齿花键47b、方齿47c、弧齿47d、径向槽47e、三叶片47f、六角凹口47g以及键与键槽47h等特征都可以提供足够的结构功能性，以与通过动态调节所展示的最优设计特征相一致。此外，本文示出和描述的内容可以应用于套筒侧或锤砧侧。换句话说，锤砧可以包括外部配合形状或内部配合形状。内部形状提供一些优点，因为可以利用外部结构来使可存在于锤砧上的惯性量最大化。然而，锤砧上的外部配合结构(比如外部花键47i)可以设计成满足调节式刚度要求，并且从零件性能的角度来看可以是或几乎是同样有效的。

虽然已结合上文概述的具体实施例描述了本发明，但显然，许多替代、修改及变化对于所属领域的技术人员将是显而易见的。因此，如上所述的本公开的优选实施例旨在是说明性的，而不是限制性的。根据所附权利要求的要求，在不脱离本公开的精神和范围的情况下，可以进行各种改变。权利要求提供了本公开的覆盖范围，并且不应当被限定于本文提供的具体示例。