电动工具的制作方法

本实用新型涉及一种锤(hammer)能够对砧座(anvil)施加旋转方向上的击打力的冲击(impact)式电动工具。

背景技术：

以前，已知将马达的旋转力传递到锤，利用锤对砧座施加旋转方向上的击打力的电动工具，作为其一例，有专利文献1中记载的冲击工具。冲击工具被广泛用于将螺钉构件紧固于木材或将螺栓固定于混凝土的作业、及松开螺钉构件或螺栓的作业等中。冲击工具在扣动触发器开关的触发器时，马达受到驱动，经由减速机构使主轴(spindle)旋转。当主轴旋转时，利用锤簧(hammer spring)与凸轮球(cam ball)而连结于主轴的锤旋转。当锤旋转时，旋转力经由锤的击打爪与砧座的叶片部传递从而砧座旋转。在砧座的轴方向上的前端形成着前端工具的安装孔，能够经由安装在安装孔的六角钻头(hexagonal bit)等前端工具进行螺钉或螺栓的紧固。

在对木材进行紧固作业的情况下，例如使用干壁钉。在利用冲击工具将干壁钉紧固的情况下，在从紧固开始算起的短暂期间内锤与砧座同步地旋转(连续旋转)。然后，随着紧固的进行，干壁钉中产生的反扭矩(antitorque)慢慢地增高，当该反扭矩高于锤簧的弹簧压力时，锤会一边按照主轴凸轮槽与锤凸轮槽的形状慢慢地压缩锤簧，一边向马达侧慢慢地后退。因该锤的后退，锤的击打爪与砧座的被击打爪的前后方向上的接触长度减小。当锤的击打爪与砧座的被击打爪的前后方向上的接触长度为0mm时，相对于旋转方向上的锤对砧座的卡合脱离。即将要进行该脱离前作用于锤与砧座间的扭矩的大小为锤与砧座脱离时的“脱离扭矩”。

当来自干壁钉的反作用力超过脱离扭矩时，锤的击打爪越过砧座的被击打爪，之后，锤因锤簧的压缩力一边被挤压到六角钻头侧一边与砧座的下一个被击打爪卡合(或碰撞)。设置于锤的击打爪与设置于砧座的叶片部重复进行脱离、卡合的动作(击打动作)直到干壁钉的紧固完成为止。随着干壁钉被紧固于木材，来自干壁钉的反扭矩慢慢地增高，由此锤退回量也增加。其原因在于，伴随干壁钉中产生的反扭矩的增加，锤与砧座间产生的反弹率增高。

[现有技术文献]

[专利文献]

[专利文献1]日本专利特开昭59-88264号公报

[实用新型所要解决的问题]

近年来，实现了冲击工具的高扭矩化且紧固扭矩为150N·m以上的产品也已在市场上出售。为了提高冲击工具中的紧固扭矩，是将锤向砧座侧施力的弹簧的弹簧常数设定得高。然而，若提高弹簧的弹簧常数而实现高输出化，则脱离扭矩会增高，因而创作人发现如下问题。

若脱离扭矩增高，则从连续旋旋转作过渡到击打动作的时机会延迟，因而作用于冲击工具的反扭矩增大，难以在作业人员单手握持冲击工具的状态下进行螺钉紧固作业。而且，在对不需要高紧固扭矩的柔软木材等进行螺钉紧固等的情况下，提高了弹簧的弹簧常数的冲击工具存在下述问题：螺钉紧固作业中有时会未达到脱离扭矩，不容易进行击打动作。若不能进行击打动作，则有如下担心：前端工具的螺纹牙容易从干壁钉的十字槽浮起，六角钻头脱落而弹起，当场空转而干壁钉的螺钉头破损。如此，若脱离扭矩过高则无法发挥冲击工具的特征，尤其无法获得防止凸轮偏离(cam-out)的效果。

技术实现要素：

本实用新型鉴于所述背景而完成，本实用新型的目的在于提供如下的冲击式电动工具，即，抑制锤与砧座的脱离扭矩的上升，且提高对旋转方向上的击打力，高输出且能够进行单手握持下的螺钉紧固作业。

本实用新型的另一目的在于提供一种达成高输出并且从连续旋转向击打过渡时的操作感良好的电动工具。

本实用新型的又一目的在于提供一种锤击打爪击打砧座的下下个被击打爪、不会使锤簧的弹簧常数上升而充分确保了紧固扭矩的电动工具。

[解决问题的技术手段]

本实用新型中的特征说明为如下所述。

实施方式的电动工具的特征在于包括：马达；主轴，利用所述马达向旋转方向驱动；锤，在相对于所述主轴规定的范围内在轴方向及旋转方向上能够相对地移动，且由凸轮机构与弹簧而向前方施力；以及砧座，能够旋转地设置于所述锤的前方，且当所述锤一边向前方移动一边旋转时由所述锤击打，将所述锤即将击打所述砧座前所述锤所具有的能量即击打能量E、与所述锤即将与所述砧座脱离前作用于所述锤与所述砧座之间的扭矩即脱离扭矩T_B的关系设为E＞5.3×T_B。

在上述电动工具中，所述锤在旋转方向上均等地具有三个击打爪，所述砧座在旋转方向上均等地具有三个被击打爪，将从所述锤击打所述砧座而向后方移动直至再次击打所述砧座为止的所述锤相对于所述砧座的相对旋转角度设为大致240度。

在上述电动工具中，将所述锤即将击打所述砧座前所述锤所具有的能量即击打能量E、与所述锤即将与所述砧座脱离前作用于所述锤与所述砧座之间的扭矩即脱离扭矩T_B的关系设为5.3×T_B＜E＜9.3×T_B。

在上述电动工具中，在将所述砧座位于最前方时的所述砧座与所述锤的轴方向上的卡合长度即最大卡合量设为A，A的单位为mm，将以所述锤相对于所述主轴相对地旋转时所述锤后退的方式设置于所述锤及所述主轴的凸轮的导前角即凸轮导前角设为θ，θ的单位为度时，以它们的关系为

(-0.125×θ+7.5)-0.7＜A＜(-0.125×θ+7.5)+0.7

的方式构成。

在上述电动工具中，从安装于所述砧座的前端工具受到的反扭矩小时的所述击打爪与所述被击打爪的轴方向上的重叠长度为2.3mm～5.0mm，使所述锤的凸轮槽与所述主轴的凸轮槽的凸轮导前角相等，且设为θ＝26度～36度。

在上述电动工具中，所述锤的直径为35mm～44mm，锤的惯性为0.39kg·cm²以下。

在上述电动工具中，所述主轴的直径为10mm～15mm，所述弹簧的弹簧常数为40kgf/cm以下。

在上述电动工具中，具有调整所述马达的旋转速度的触发器开关，当所述触发器开关被以最大或接近最大的程度扣动时，以所述击打爪越过下一个被击打爪而击打下下个被击打爪的方式进行调整，当所述触发器开关被稍微扣动时，当所述锤后退而所述击打爪解除与所述被击打爪的卡合而旋转时，以所述击打爪击打下一个被击打爪的方式调整所述主轴的旋转速度。

在上述电动工具中，所述锤具有沿相向的方向延伸的两个击打爪，所述砧座具有位于相向的位置的两个被击打爪，将所述锤击打所述砧座而向后方移动后直至再次击打所述砧座为止的所述锤相对于所述砧座的相对旋转角度设为大致360度。

在上述电动工具中，将所述锤即将击打所述砧座前所述锤所具有的能量即击打能量E、与所述锤即将与所述砧座脱离前作用于所述锤与所述砧座之间的扭矩即脱离扭矩T_B的关系设为9.3×T_B＜E＜15.0×T_B。

在上述电动工具中，当将所述砧座位于最前方时的所述砧座与所述锤的轴方向上的卡合长度即最大卡合量设为F，F的单位为mm，将以所述锤相对于所述主轴相对地旋转时所述锤后退的方式设置于所述锤及所述主轴的凸轮的导前角即凸轮导前角设为θ₁，θ₁的单位为度时，以它们的关系为

(-0.125×θ₁+6.5)-0.7＜F＜(-0.125×θ₁+6.5)+0.7

的方式构成。

在上述电动工具中，从安装于所述砧座的前端工具受到的反扭矩小时的所述击打爪与所述被击打爪的轴方向上的重叠长度为2.3mm～5.0mm，使所述锤的凸轮槽与所述主轴的凸轮槽的凸轮导前角相等，且设为θ₁＝16度～30度。

实施方式的电动工具的特征在于包括：马达；主轴，利用所述马达向旋转方向驱动；锤，在相对于所述主轴规定的范围内在轴方向及旋转方向上能够相对地移动，且由凸轮机构与弹簧而向前方施力；砧座，能够旋转地设置于所述锤的前方，且当所述锤一边向前方移动一边旋转时由所述锤击打；以及触发器开关，对所述马达的旋转速度进行调整，当所述触发器开关被扣动规定量以上时，所述锤的击打爪进行越过所述砧座的下一个被击打爪而击打下下个被击打爪的一个跳过击打，当所述触发器开关小于规定的扣动量时，所述击打爪进行击打下一个被击打爪的连续击打。

实施方式的电动工具的特征在于包括：马达；主轴，利用所述马达向旋转方向驱动；锤，在相对于所述主轴规定的范围内在轴方向及旋转方向上能够相对地移动且由凸轮机构与弹簧向前方施力，并具有两根击打爪；砧座，能够旋转地设置于所述锤的前方，且具有当所述锤一边向前方移动一边旋转时由所述锤击打的两根被击打爪；以及触发器开关，对所述马达的旋转速度进行调整，将所述主轴的轴的外径设为16mm以上，所述锤的外径设为小于所述主轴的轴的外径的4倍，将形成于所述主轴的所述锤及设置于所述主轴的凸轮的导前角设为16度～30度。

在上述电动工具中，所述击打爪进行越过下一个被击打爪而击打下下个被击打爪的一个跳过击打。

在上述电动工具中，所述主轴为圆筒形状，内部空间从前端连通到后端。

在上述电动工具中，在所述主轴的轴部的马达侧形成着多个用以对游星齿轮减速机构的游星齿轮进行轴支撑的嵌合孔，与所述嵌合孔的最内周点相切的圆的直径形成得小于所述主轴的轴的外径。

根据本实用新型的一个特征，电动工具包括：马达；主轴，利用马达向旋转方向驱动；锤，在相对于主轴规定的范围内在轴方向及旋转方向上能够相对地移动，且由凸轮机构与弹簧而向前方施力；以及砧座，能够旋转地设置于锤的前方，且当锤一边向前方移动一边旋转时由锤击打，所述电动工具构成为锤在旋转方向上均等地具有三个击打爪，砧座在旋转方向上均等地具有三个被击打爪。而且，在将锤即将击打砧座前锤所具有的能量即击打能量E、与锤即将与砧座脱离前作用于锤与砧座之间的扭矩即脱离扭矩T_B的关系设为E＞5.3×T_B的范围内进行击打动作。而且，当在该脱离扭矩T_B的范围内进行击打的情况下，将从锤击打砧座而向后方移动直至再次击打砧座为止的锤相对于砧座的相对旋转角度设为大致240度，以击打爪进行越过下一个被击打爪而击打下下个被击打爪的“一个跳过击打”的方式控制马达的转数。该转数为最大地扣动触发器的状态或接近该最大的状态时的转数，利用该构成，即便将主轴的实用转数设为2,300rpm以上，也能够使击打时机良好，且能够在脱离扭矩相对于击打能量的比例小的状态下充分提高紧固扭矩。而且，相对于紧固扭矩上升，脱离扭矩保持与目前同等的程度，因而能够与现有的产品同样地利用单手进行高输出的螺钉紧固作业。

根据本实用新型的另一特征，使击打能量E的上限为9.3×T_B＞E。通过如此限制脱离扭矩T_B的大小，能够在良好的时机下进行所谓的“一个跳过击打”。此处，宜为锤的直径为35mm～44mm，锤的惯性为0.39kg·cm²以下，主轴的直径为10mm～15mm，弹簧的弹簧常数为37kgf/cm以下。进而，在将砧座位于最前方时的砧座与锤的轴方向上的卡合长度即最大卡合量设为A，A的单位为mm，将以锤相对于主轴相对地旋转时锤后退的方式设置于锤及主轴的凸轮的导前角即凸轮导前角设为θ，θ的单位为度时，以它们的关系为

(-0.125×0+7.5)-0.7＜A＜(-0.125×θ+7.5)+0.7

的方式构成。通过满足该关系式，能够使从锤的连续旋转到击打动作开始的时机变得良好。

根据本实用新型的另一个特征，从安装于砧座的前端工具受到的反扭矩小时的击打爪与被击打爪的轴方向上的重叠长度为2.3mm～5.0mm，使锤的凸轮槽与主轴的凸轮槽的凸轮导前角相等，且设为θ＝26度～36度。该构成中，当锤后退而击打爪解除与被击打爪的卡合而旋转时，以击打爪击打下一个被击打爪，或击打爪进行越过下一个被击打爪而击打下下个被击打爪的一个跳过击打的方式对主轴的旋转速度进行调整。

根据本实用新型的又一特征，冲击式的电动工具中，构成为锤具有两个击打爪，砧座具有两个被击打爪。而且，在使锤即将击打砧座前锤所具有的能量即击打能量E、与锤即将与砧座脱离前作用于锤与砧座之间的扭矩即脱离扭矩T_B的关系为9.3×T_B＜E＜15.0×T_B的范围内进行击打动作。而且，在该脱离扭矩T_B的范围内进行击打的情况下，将锤击打砧座而向后方移动直至再次击打砧座为止的锤相对于砧座的相对旋转角度设为大致360度，以击打爪进行越过下一个被击打爪而击打下下个被击打爪的“一个跳过击打”的方式控制马达的转数。该转数为最大地扣动触发器的状态或接近该最大的状态时的转数，利用该构成，即便将主轴的实用转数设为2,100rpm以上，也能够使击打时机良好，且能够在脱离扭矩相对于击打能量的比例小的状态下充分提高紧固扭矩。

本实用新型的所述及其他特征根据以下的说明书的记载及附图而可明了。

附图说明

图1是表示本实用新型的实施例的冲击工具1的内部结构的纵剖视图。

图2是图1的击打机构部分的局部放大图。

图3(a)、图3(b)是图1的砧座60的前视图与纵剖视图。

图4(a)、图4(b)是图1的锤40的前视图与纵剖视图。

图5(a)、图5(b)是图1的主轴30的前视图与侧视图。

图6(a)、图6(b)是用以说明图1的锤40、砧座60的一个跳过击打时的击打角的图。

图7是表示图6(a)、图6(b)所示的击打角下的击打状况的图。

图8(a)、图8(b)是用以说明图1的锤40、砧座60的连续击打时的击打角的图。

图9是表示图8(a)、图8(b)所示的击打角下的击打状况的图。

图10是表示本实用新型的实施例的冲击工具1中的击打能量与脱离扭矩的关系的图。

图11是表示本实用新型的实施例的冲击工具1中的最大卡合量A与凸轮导前角θ的关系的图。

图12是表示本实用新型的第二实施例的冲击工具101的内部结构的纵剖视图。

图13(a)、图13(b)是图12的击打机构部分的局部放大图，图13(a)为剖视图，图13(b)为侧视图。

图14(a)、图14(b)是图12的砧座160的前视图与纵剖视图。

图15(a)、图15(b)是图12的锤140的前视图与纵剖视图。

图16(a)～图16(c)是图12的主轴130的前视图、侧视图及剖视图。

图17(a)、图17(b)是用以说明图12的锤140、砧座160的一个跳过击打时的击打角的图。

图18是表示图17(a)、图17(b)所示的击打角下的击打状况的图。

图19(a)、图19(b)是用以说明图12的锤140、砧座160的连续击打时的击打角的图。

图20是表示图19(a)、图19(b)所示的击打角下的击打状况的图。

图21是表示第二实施例的冲击工具101中的击打能量与脱离扭矩的关系的图。

图22是表示第二实施例的冲击工具101中的最大卡合量F与凸轮导前角θ₁的关系的图。

[符号的说明]

1、101：冲击工具

2、102：本体壳体

2a、102a：主体部

2b、102b：把手部

2c、102c：扩径部

3、103：锤箱

4、104：马达

4a、104a：转子

4b、104b：定子芯

4c、104c：旋转轴

5、105：反相器电路基板

6、106：触发器开关

6a、106a：触发器

7、107：正反切换杆

8、108：轴承架

9：(动作模式的)切换开关

10、110：电池

13、113：冷却风扇

15、115：开关元件

16、116：旋转位置检测元件

17、18：吸气口

19a、119a：金属

19b、119b：轴承

20、120：减速机构

21、121：太阳齿轮

22、122a、122b：行星齿轮

23、123：环齿轮

24a～24c、124a、124b：轴

30、130：主轴

31、131：主轴轴部

31a、131a：嵌合孔

33、34、133、134：主轴凸轮槽

35、135：游星载体部

35a、135a：圆柱孔

36、136：台阶部

37、137：安装部

37a～37c、137a、137b、138a、138b：嵌合孔

38、138：安装部

39、139：后方侧端部

40、140：锤

41、43、141、143：筒状部分

41a、141a：贯通孔

42、142：连接部

42a、142a：前表面

44、45、144、145：锤凸轮槽

44a、45a、144a、145a：(凸轮球插入用的)槽

46a～46c、146a、146b：击打爪

51a、51b、151a、151b：凸轮球

52、152：钢球

53、55、153：垫圈

54、154：弹簧

56、156：阻尼器

60、160：砧座

61、161：输出轴部

61a：安装孔

61b：贯通孔

61c、191a、192a：箭头

62、162：被击打部

63a～63c、163a、163b：叶片部

64a～64c、65a～65c、164a、164b、165a、165b：被击打面

66、166：轴部

69：金属球

70：钻头保持部

71、73、171、173：实线

72、74、172、174：虚线

83、84、85～87：旋转角度

91、92、191、192：标绘群

109：控制电路基板

129：O型环

136a：槽部

137c：大径部

137d：小径部

155：垫片

161a：安装部

161b：孔部

161c：圆筒面

161c：外周面/外周面

167：油分供给孔

167a：径方向槽

167b：轴方向槽

167c：开口

181、182、185、186：旋转角度

A、F：卡合量/最大卡合量

A1：轴线

d：轴部的直径

d1：主轴的轴的外径

d2：游星载体部的直径

d3：锤的外径

D1：轴方向/轴线

E：击打能量

K、K_P：系数

K₁：下限的系数/实线

K₂：上限的系数

K₃：上限的系数/实线

K₄：下限的系数

S：直径

θ、θ₁、θ_H、θ_H1、θ_S、θ_S1：凸轮导前角

具体实施方式

[实施例1]

以下，基于附图对本实用新型的实施方式进行说明。另外，以下的说明中，上下、前后的方向作为图中所示的方向来进行说明。本实施例中，将冲击工具作为电动工具的一实施例来表示。

图1是表示本实用新型的实施例的冲击工具1的内部结构的纵剖视图。冲击工具1的壳体包含本体壳体2及设置于该本体壳体2的锤箱(hammer case)3。冲击工具1以能够充电的电池10作为电源、以马达4作为驱动源来对旋转击打机构进行驱动。从击打机构对作为输出轴的砧座60赋予旋转力与击打力，旋转击打力连续地或间歇地传递到形成于钻头保持部70的安装孔61a中所保持的驱动器钻头等未图示的前端工具中，来进行螺钉紧固或螺栓紧固等作业。

无刷直流(Direct Current，DC)方式的马达4收容于侧视时呈大致T字状形状的本体壳体2的筒状主体部2a内。马达4的旋转轴4c以其轴线A1沿主体部2a的长度方向延伸的方式配置。转子4a形成由永久磁铁形成的磁路，例如包含薄金属板的积层铁心，在积层铁心的外周侧配置着圆筒状的永久磁铁。定子芯4b由积层铁心形成，具有向径方向内侧突出的多个磁极片，各磁极片上卷绕着规定圈数(tum)的线圈。线圈的接线方法例如可设为Y接线。在马达4的轴方向后方且定子芯4b的后方，配设着用以驱动马达4的反相器电路基板5。反相器电路基板5为大致圆环状的两面基板，在该基板的后方侧搭载着场效应晶体管(Field effect transistor，FET)等多个开关元件15，在前方侧且与转子4a的永久磁铁相向的位置，以规定间隔搭载着多个霍尔集成电路(Hall integrated circuit，IC)等旋转位置检测元件16。在马达4的前方侧的旋转轴4c设置着冷却风扇13，与马达4同步地旋转。利用冷却风扇13的旋转将外气从本体壳体2的后方的吸气口17、吸气口18抽吸，来将马达4或开关元件15等冷却，并从形成于冷却风扇13的周围的未图示的排气口向外部排出。

在从本体壳体2的主体部2a呈大致直角地一体延伸的把手部2b内的上部配设着触发器开关6，从触发器开关6向本体壳体2的前方侧露出作为操作杆的触发器6a。而且，在触发器开关6的上方，设置着用以切换马达4的旋转方向的正反切换杆7。在把手部2b内的下部，为了安装电池10而形成着扩径部2c。扩径部2c为以从把手部2b的长度方向中心轴向径方向(正交方向)扩展的方式形成的部分，在扩径部2c的下侧安装着电池10。在扩径部2c的内部，收容着具备如下功能的控制电路基板(未图示)，即，利用触发器6a的扣动动作来控制所述马达4的速度。控制电路基板以成为大致水平的方式配置。控制电路基板上搭载着微型计算机(以下称作“微机”)。而且，在扩径部2c的侧面设置着动作模式的切换开关9。电池10使用镍氢电池或锂离子电池等二次电池，且使用将多个电池收容于电池壳体内而成的电池组。

图2是将从图1的马达4的旋转轴4c到安装孔61a为止的动力传递机构部分进行摘录所得的局部放大图。马达4的旋转驱动力从旋转轴4c经由使用了游星齿轮的减速机构20而向旋转击打机构侧传递。减速机构20将马达4的输出传递到主轴30，此处使用利用了游星齿轮的减速机构。减速机构20包含下述部分而构成：固定于马达4的旋转轴4c的前端的太阳齿轮(sun gear)21，以隔开距离而包围的方式设置于太阳齿轮21的外周侧的环齿轮(ring gear)23，以及配置于太阳齿轮21及环齿轮23之间且与所述双方齿轮咬合的多个(此处为三个)行星齿轮(planetary gear)22。三个行星齿轮22一边绕轴24a～轴24c(24c未图示)自转一边绕太阳齿轮21公转。环齿轮23固定于本体壳体2侧且不旋转。轴24a～轴24c(在图2中叙述)固定于形成在主轴30的后端部分的游星载体部(安装部37、安装部38)，行星齿轮22的公转运动转换为游星载体部的旋转运动，从而主轴30旋转。

主轴30配置于与减速机构20为同轴上的前方侧。本实施例中，在圆柱状且形成着主轴凸轮槽33、主轴凸轮槽34的主轴轴部31的后方侧，连接着减速机构20的游星载体部而成，这些部件由金属的一体成形品制造。在主轴30中的马达4侧的端部，形成着在沿着轴线A1的方向上向前方侧凹陷的圆柱孔35a，而形成太阳齿轮21的收容空间。另一方面，在主轴30的砧座60侧的端部，形成着以沿着轴线A1向后方凹陷的方式形成的圆柱状的嵌合孔31a。

锤40从主轴30的前方侧(图中左侧)安装，以主轴30的轴部的外周面与锤40的内周面的后方侧的一部分相接的方式配置。在主轴30的圆柱部分的外周面形成着主轴凸轮槽33、主轴凸轮槽34，该主轴凸轮槽33、主轴凸轮槽34中形成着侧视时为大致V字状的凹处部分。在与主轴凸轮槽33、主轴凸轮槽34相向的锤40的内周面形成着锤凸轮槽44、锤凸轮槽45。主轴30与锤40以由主轴凸轮槽33、主轴凸轮槽34与锤凸轮槽44、锤凸轮槽45形成规定空间的方式组合，通过在该空间内设置着金属制的凸轮球51a、凸轮球51b，而构成凸轮机构。以利用凸轮机构使锤40与主轴30大致联动的方式旋转，凸轮球51a、凸轮球51b在所述空间内移动，由此锤40与主轴30的旋转方向上的相对位置稍微发生变动。锤40能够相对于主轴30在轴方向上稍微移动，且能够向后方侧大幅移动。而且，锤40利用弹簧54对主轴30一直向前方侧施力，因而锤40向后方侧的移动是一边使弹簧54压缩一边移动。

在主轴30静止时，因凸轮球51a、凸轮球51b、主轴凸轮槽33、主轴凸轮槽34与锤凸轮槽44、锤凸轮槽45的卡合位置，和与弹簧54所施加的力的平衡关系，锤40的前表面42a与砧座60的爪部的后端面位于在轴方向上隔开微小间隙的位置。另一方面，砧座60的叶片部63a与锤40的击打爪46a成为在轴线A1方向上为重叠的位置关系，在该轴方向上卡合的长度为卡合量A。此处，卡合量A是在轴线A1的方向上观察时为锤40的击打爪46a～击打爪46c与砧座60的叶片部63a～叶片部63c的抵接区域的轴方向长度，如图2所示在静止时或击打前的初始位置处，该卡合量A为最大。卡合量A根据锤40的后方向上的移动而发生变化，当因砧座60从前端工具侧受到的力而传递到锤40的反扭矩增大时，凸轮球51a、凸轮球51b的位置发生移动，由此锤40与砧座60的相对位置关系发生变化。

弹簧54为压缩弹簧，在其前方侧，以被挤压到垫圈53的状态配置着多个钢球52，其后方侧利用具有阶差的垫圈55而固定于主轴30的台阶部36(参照图5(b))。在垫圈55的内周侧，配置着以主轴30贯通中央的方式形成的圆环状的阻尼器56。阻尼器56包含橡胶等弹性体，防止锤40的最大后退时与减速机构20的直接碰撞，由此，缓和凸轮球51a、凸轮球51b碰撞到主轴凸轮槽33、主轴凸轮槽34的端部与锤凸轮槽44、锤凸轮槽45的端部时的冲击。

包含主轴30、锤40及砧座60而构成的击打机构与减速机构以它们的旋转中心在轴线A1上排列的方式配置，收容于金属制且前端尖细形状的锤箱3的内部，且固定于本体壳体2的前方侧。图2所示的组装体在前方侧由金属19a而轴支撑于锤箱3，在后方侧经由轴承19b与轴承架8(参照图1)而轴支撑于本体壳体2。

接下来，使用图3(a)、图3(b)来说明砧座60的形状。图3(a)是砧座60的前视图，图3(b)是B-B部的剖视图。此处，需注意为了使实用新型容易理解，而将图3(b)作为图3(a)的B-B部分的剖视图。而且，图1、图2的剖视图中，只有砧座60、被击打爪、锤40的击打爪部分及减速机构的行星齿轮22利用B-B剖面而图示。冲击工具1必须以如下方式进行设计：在设置于锤40与砧座60的卡合部(击打爪与被击打爪)重复进行脱离、卡合时，使锤40的击打爪不会对砧座60的叶片部预击打(pre hit)、或过冲击(overshoot)。其原因在于，在产生预击打或过冲击的情况下，冲击工具1中会产生大的振动，由此担心性能大幅降低。为了防止该问题的发生，现有的冲击工具1中，一般是将锤的爪及砧座的叶片部的数量均设为两根。假如击打爪的根数为三根以上时，旋转角度为180[deg]以下，因而容易产生预击打。另一方面，在击打爪的根数为一根的情况下，旋转角度为360[deg]而容易产生过冲击，还需要增加锤退回量，因而在实现产品的精简化方面成为主要的妨碍因素。本实施例中，将锤40的击打爪的数量与砧座60的叶片部的数量设为三根，将主轴30控制在规定的速度区域，由此实现顺利地从连续旋转过渡到击打并且高扭矩的冲击工具。

砧座60利用金属的一体成形而制造，在其圆筒形的输出轴部61的后方，形成着配置有三个叶片部63a～叶片部63c的被击打部62。在从输出轴部61的前侧端部到内侧部分，形成着剖面形状为六角形且用以安装前端工具的安装孔61a。在形成着安装孔61a的部分的前后方向上的中途形成着径方向上贯通的两个贯通孔61b，且配置着成为钻头保持部70的构成要素的金属球69(参照图1)。在轴方向上观察时贯通孔61b与被击打部62之间(箭头61c的部分)的外周面形成为圆柱状，通过在该区域的外周侧配置着金属19a(参照图1)，而砧座60能够旋转地轴支撑于锤箱3(参照图1)。被击打部62的三个叶片部63a～叶片部63c为在旋转方向上观察时以每120[deg]隔开的方式均等地配置的被击打爪，以沿径方向外侧延伸的方式配置。在叶片部63a～叶片部63c的旋转方向上的侧面形成着由锤40的击打爪在紧固方向上的旋转时击打的被击打面64a～被击打面64c、及形成于其相反侧且在松开方向上的旋转时被击打的被击打面65a～被击打面65c。在被击打部62的后方侧形成着圆筒状的轴部66，轴部66的外周面利用主轴30的嵌合孔31a(参照图2)在能够滑动的状态下进行轴支撑。

接下来，使用图4(a)、图4(b)对锤40的形状进行说明。图4(a)是锤40的前视图，图4(b)是C-C部的剖视图。锤40如图4(b)所示，设为在径方向上利用连接部42将内径不同的两个筒状部分41、筒状部分43的前方侧相连而成的形状。此处锤40为金属制，且宜构成为其直径(外径)为35mm～44mm左右，惯性为0.39kg·cm²[0.00038N·m²]以下。在由连接部42形成的前表面42a的外周侧的三个部位，形成着向轴方向上的前方侧(砧座60侧)突出的三个击打爪46a～击打爪46c。击打爪46a～击打爪46c如图4(a)所示般，以在旋转方向上观察时其中心位置按照旋转角每120度隔开的方式均等地配置。击打爪46a～击打爪46c的旋转方向上的两个侧面以与砧座60的三个叶片部63a～叶片部63c碰撞时良好地面接触的方式，对旋转方向赋予规定的角度。在锤40的筒状部分41的内周侧、且与主轴30的外表面(圆筒面)相向的贯通孔41a的内壁部分，形成着锤凸轮槽44、锤凸轮槽45。锤凸轮槽44、锤凸轮槽45为在将锤40的内周面展开为平面时具有大致梯形状的轮廓的凹处，且与主轴凸轮槽33、主轴凸轮槽34一起形成限制凸轮球51a、凸轮球51b的活动的空间。而且，在锤凸轮槽44、锤凸轮槽45的一部分形成着组装时用以插入凸轮球51a、凸轮球51b的槽44a、槽45a。本实施例中，以锤40的凸轮导前角θ_H成为规定值的方式，例如以处于θ_H＝26[deg]～36[deg]的范围内的方式进行设定。

接下来，使用图5(a)、图5(b)对主轴30的形状进行说明。图5(a)是主轴30的前视图，图5(b)是侧视图。主轴30配置于与轴线A1相同的轴上且砧座60与减速机构20之间，主轴30的长度方向上的后方侧端部39由轴承19b(参照图1)轴支撑。主轴30为金属制，轴部31的直径d宜设为10mm～15mm左右。轴承19b经由轴承架8(参照图1)而固定于本体壳体2。在主轴30的外周面形成着两根主轴凸轮槽33、主轴凸轮槽34。此处，主轴凸轮槽33位于与主轴凸轮槽34在旋转方向上隔开180度的位置，因而图5(b)中并不会看见，其形状与主轴凸轮槽34相同。主轴凸轮槽33、主轴凸轮槽34的形状在侧视时(从与轴线A1正交的上侧方向观察时)为大致V字状，将主轴凸轮槽33、主轴凸轮槽34的各自的凸轮导前角θ_S设为规定的角度。本实施例中，将锤40的凸轮导前角θ_H与主轴的凸轮导前角θ_S设为同一角度，例如以处于26[deg]～36[deg]的范围内的方式进行设定。若凸轮导前角θ_H、凸轮导前角θ_S增大，则脱离扭矩与实用时的最大电流增高，另一方面，若凸轮导前角θ_H、凸轮导前角θ_S减小，则脱离扭矩、实用时的最大电流均减小，因而重要的是取得它们的平衡。

在圆柱状的主轴轴部31的后方侧形成着减速机构20的游星载体部35，且形成着安装部37、安装部38。安装部37以与轴线A1正交的方式延伸，在旋转方向上以均等间隔形成着三个嵌合孔37a～嵌合孔37c。与安装部37隔开规定的距离而在后方侧，与安装部37平行地设置着安装部38。在安装部38上也在旋转方向上以均等间隔形成着三个嵌合孔(未图示)，与安装部37的嵌合孔37a～嵌合孔37c一起固定着对行星齿轮22进行轴支撑的轴24a～轴24c(均参照图2)。在安装部37的前方侧形成着轴方向上增加了厚度的台阶部36。

当触发器6a被扣动而马达4起动时，在由正反切换杆7设定的方向上马达4开始旋转，其旋转力利用减速机构20以规定的减速比减速而传递到主轴30，主轴30以规定的速度旋转驱动。此处，主轴30与锤40利用凸轮机构而连结，当主轴30旋转驱动时，其旋转经由凸轮机构而传递到锤40。在锤40开始旋转后而尚未旋转1/3时锤40的击打爪46a～击打爪46c抵接于砧座60的叶片部63a～叶片部63c而使砧座60旋转。此时，若利用来自砧座60的卡合反作用力在主轴30与锤40之间产生相对旋转，则锤40沿着凸轮机构的主轴凸轮槽33、主轴凸轮槽34一边使弹簧54压缩一边开始向马达4侧后退。然后，当利用锤40的后退移动而锤40的击打爪46a～击打爪46c越过砧座60的叶片部63a～叶片部63c而解除两者的卡合状态时，锤40除主轴30的旋转力外，还利用蓄积在弹簧54的弹性能量与凸轮机构的作用，一边在旋转方向上旋转一边向前方急速加速。

当锤40利用弹簧54所施加的力向前方移动时，锤40的击打爪46a～击打爪46c再次卡合于旋转后的下一个砧座60的叶片部63a～叶片部63c，由此进行强击打，锤40与砧座60开始一体地旋转。利用该击打将强旋转力施加到砧座60，因而经由安装于砧座60的安装孔61a的未图示的前端工具将旋转击打力传递到螺钉。以后，重复进行相同的动作而从前端工具对螺钉间歇地重复传递旋转击打力，例如，将螺钉旋入到木材等未图示的被紧固材。以上表示锤40对砧座60的通常击打时的状态，而本实施例中，通过使锤40的击打爪与砧座60的叶片部分别形成三根，来进行特征性击打。该击打是通过使用如下击打中的任一个，来控制锤40对砧座60的击打，即：将马达4的旋转速度设为规定转数T₁以上的高速区域而进行一个跳过的击打，或设为规定转数T₂以下(其中T₁＞T₂)的低速区域而进行连续击打。另外，在马达4的转数大于T₂且小于T₁的区域中，除无法进行一个跳过的击打外，还有连续击打也会成为过冲击的担心，因而宜在击打动作时不使用该T₂～T₁的旋转区域。

图6(a)、图6(b)是用以说明锤40、砧座60的一个跳过击打时的击打角的图。本实施例的冲击工具1中，在需要高扭矩的情况下进行所谓的“一个跳过击打”。成为如下构成，即，砧座60中配置着叶片部63a～叶片部63c的三根被击打爪，锤40中配置着击打爪46a～击打爪46c的三根击打爪。箭头所示的旋转角度83、旋转角度84表示锤40相对于砧座60的相对旋转角度。旋转侧的锤40的击打爪46a在通过砧座60的叶片部63a的后方侧后，仅旋转旋转角度83而击打叶片部63c。叶片部63a在脱离锤40的击打爪46a后，不与下一个击打爪46b接触，而与下下个击打爪46c卡合。此时的旋转角度为约240[deg]。在进行锤40的旋转角度83的相对旋转后，接下来进行旋转角度84的相对旋转。锤40的击打爪46a在通过叶片部63c的后方侧后，仅旋转旋转角度84而击打叶片部63b。理想的是包含锤40的旋转角度83与旋转角度84的旋转部分(旋转角度83或旋转角度84+砧座60的旋转角)为同一角度，锤40与主轴30在旋转方向上也能够进行微小的相对旋转，因而锤40与砧座60在220[deg]～260[deg]的旋转范围内也可不同。

图7是表示进行图6(a)、图6(b)所示的击打角下的击打时的锤40与砧座60的状况的图。纵轴表示锤40的相对于砧座60的前后方向上的位置，+表示砧座60的前方侧，-表示位于砧座60的后方侧的几毫米(mm)的位置。0为静止时或低负荷状态下旋转时的锤40的击打爪46a的前方侧的位置，此时的叶片部63a的前方侧位置也为0。横轴为锤40相对于砧座60的相对旋转角度，以360度([deg])为1周。此处，叶片部63a～叶片部63c以120度的间隔配置。在触发器6a被扣动到底而主轴30高速旋转的过程中，对锤40的击打爪46a施加规定的反作用力，当超过脱离扭矩时，锤40后退。若锤40的后退量大于与叶片部63a的最大卡合量A，则击打爪46a与叶片部63a的卡合状态被解除，击打爪46a擦过叶片部63a的后方侧而旋转，并通过下一个叶片部63b的后方侧，对其下一个叶片部63c(从叶片部63a观察为下下个叶片部)进行击打。图中，实线71所示者为击打爪46a的轴方向前方侧且旋转方向前方侧的角部的移动轨迹，虚线72所示者为击打爪46a的轴方向前方侧且旋转方向后方侧的角部的移动轨迹。如此，在进行击打时，击打爪46a为了不击打下一个叶片部63b而击打下下个叶片部63c，以在使弹簧54压缩而向后方侧移动的锤40回到轴方向前方侧之前，叶片部63b通过的方式，以充分高的速度使主轴30旋转。图7中仅图示了击打爪46a，击打爪46b、击打爪46c也同样地进行一个跳过击打，因而和具有两个击打爪与两个叶片部的现有的冲击工具相比，虽击打间隔延长，但可实现高击打扭矩。并且，为了实现该击打方法，只要将弹簧54的弹簧力设为与当前产品大致同等的程度即可，因而可抑制伴随弹簧54的强化的脱离扭矩的上升，可实现从连续旋转过渡到击打状态的感觉良好、且可用性优良的冲击工具。弹簧54的弹簧常数宜设为例如40kgf/cm以下。

图8(a)、图8(b)是用以说明锤40、砧座60的连续击打时的击打角的图。箭头所示的旋转角度85～旋转角度87表示锤40相对于砧座60的相对旋转角度。本实施例的冲击工具1中，在不需要高扭矩的情况下，例如在触发器6a的扣动量小的情况下，或马达4的设定转数低的情况下，进行所谓的“连续击打”。旋转侧的锤40的击打爪46a在通过砧座60的叶片部63a的后方侧后，仅旋转旋转角度85而击打叶片部63b。接下来，击打爪46a在通过叶片部63b的后方侧后，仅旋转旋转角度86而击打叶片部63c。进而，击打爪46a在通过叶片部63c的后方侧后，仅旋转旋转角度87而击打叶片部63a。另一方面，叶片部63a从击打爪46a脱离后，卡合于旋转了旋转角度85的锤的下一个击打爪46c。此时的锤40相对于砧座60的旋转角度为大致120[deg]。在进行了旋转角度85的击打后，接下来进行旋转角度86的击打，之后进行旋转角度87的击打，以下同样地进行下一个被击打爪与锤的击打爪的击打。此处，旋转角度85、旋转角度86及旋转角度87理想的是同一角度，宜在100[deg]～160[deg]的旋转范围内，例如如旋转角度85为110[deg]、旋转角度86为130[deg]、旋转角度87为120[deg]般以各个旋转角度不同的方式进行设定，因而需注意大致120[deg]为具有规定范围的角度。

图9是表示进行图8所示的击打角下的击打时的锤40与砧座60的状况的图。纵轴与横轴的关系与图7相同。在主轴30以低速模式旋转的过程中，对锤40的击打爪46a施加规定的反作用力，若超过脱离扭矩，则锤40后退，若该后退量大于与叶片部63a的最大卡合量A，则击打爪46a与叶片部63a的卡合状况被解除，击打爪46a擦过叶片部63a的后方侧而旋转，并与下一个叶片部63b卡合。图中，实线73所示者为击打爪46a的轴方向前方侧且旋转方向前方侧的角部的移动轨迹，虚线74所示者为击打爪46a的轴方向前方侧且旋转方向后方侧的角部的移动轨迹。如此，在进行击打时，击打爪46a为了与下一个叶片部63b良好地卡合，与使弹簧54压缩而向后方侧移动的锤40回到轴方向前方侧同时地，使下一个叶片部63b前进，从而需要以低于图7的旋转状况的速度使主轴30旋转。因此，进行该连续击打时，控制电路进行马达4的旋转控制，使得以能够良好地进行连续击打的低的旋转速度使主轴30旋转。图9中也仅图示了击打爪46a，击打爪46b、击打爪46c也同样地进行连续击打。此时的击打间隔短于具有两个击打爪及两个叶片部的现有的冲击工具，因而击打扭矩相应地减小。由此，即便在对柔软的木材进行干壁钉等的紧固作业时，也能够在击打模式下确实地进行击打，因而能够实现可用性优良的冲击工具。

图10是表示本实施例的冲击工具1的击打能量与脱离扭矩的关系的图。击打能量E为锤40即将击打砧座60前锤40所具有的能量。此处，在触发器6a的操作量(扣动量)为最大，被紧固材为柳安(1auan)材(木材)，其反弹率为0.31的条件下算出。此处图示的脱离扭矩T_B[kg·cm]、及击打能量E[N·m²×(rad/s)²]为由如下式1、式2算出的值。

式1：

脱离扭矩T_B[kg·cm]＝弹簧常数[kg/cm]×(弹簧挤压高度)[cm]×tan(凸轮导前角[deg]×凸轮接点半径[cm])

其中，弹簧挤压高度[cm]为弹簧的自由长度[cm]-脱离时的弹簧高度[cm](本实施例中为1.1cm)。

凸轮导前角θ[deg]为θ_H[deg]、θ_S[deg]。

凸轮接点半径[cm]为从主轴30的中心轴到形成于主轴的凸轮R形状(凸轮的弧形缺口)的中心点为止的距离(本实施例中为0.7cm)。

另外，此处表示的脱离扭矩T_B表示静态状态下的脱离扭矩，可根据所述零件的各尺寸而容易地算出。

式2：

击打能量E[N·m²×(rad/s)²]

＝0.5×锤惯性[N.m²]×(即将锤击打前速度[rad/s])²

其中，即将锤击打前速度[rad/s]

＝主轴角速度[rad/s]+(主轴角速度[rad/s]×考虑了反弹率的系数)

主轴角速度[rad/s]＝2×π×主轴转数[rps]

考虑了反弹率的系数在本实施例中为1.9。

另外，此处表示的主轴转数表示螺钉紧固作业时的主轴转数，若验证螺钉紧固作业时的转子4a的实用转数，则能够根据游星齿轮的减速比而容易地算出。而且，关于考虑了反弹率的系数，根据木材的硬度而变动。后述图10中表示代入所述数值的情况下的击打能量E。

图10中图示的各标绘点是将本实用新型、现有的击打规格分别标绘而成，且将配置于锤的击打爪46a从配置于砧座的叶片部63a脱离后直至卡合于下一个叶片部63b为止的旋转角度设为120[deg]的情况下的击打能量E与脱离扭矩T_B、及系数K的范围，表示为上限的系数K₂与下限的系数K₁。标绘群91为市场出售的当前产品的击打能量E与脱离扭矩T_B的关系。该现有技术中，为了进一步增大击打能量E，而必须增大弹簧54的弹簧压力，该情况下脱离扭矩T_B也增大。其原因在于，如式2所示，若为了提高击打能量而提高影响度最高的主轴30的旋转速度，则基于使旋转角度在180[deg]内击打时机良好的目的而需要提高弹簧常数。然而，假如增大弹簧54的弹簧压力，则实线K₁的下侧区域中脱离扭矩T_B增大，超过实用上限值的T_B＝20kg·cm，从而妨碍实用性。

与此相对，在将从配置于砧座的叶片部63a脱离后直至卡合于下一个叶片部63b为止的所述旋转角度成为220[deg]～260[deg]的冲击工具的击打能量E与脱离扭矩T_B、及系数K_p的关系性设为E＝K_p×T_B[K₁＜K_P]的情况下，如标绘群92所示般，在将脱离扭矩保持为12kg·cm～18kg·cm的状态下能够大幅提高击打能量E，从而能够获得比实线K₁的区域靠上侧的区域的高击打能量E。其原因在于，通过将旋转角度设定得大到220[deg]～260[deg]，能够以同等以下的脱离扭矩提高主轴转数。

如此，本实施例中使用具有三根击打爪、三根被击打爪的击打机构，进行击打能量E与脱离扭矩T_B的关系为E＞5.3×T_B的区域中的击打。然而，同时设定适当的脱离扭矩T_B也重要。例如，若脱离扭矩T_B过小，则担心不需要击打的紧固作业或钻孔作业中也开始击打动作。另一方面，若脱离扭矩T_B过大，则因从冲击工具1受到的反作用力而作业人员无法在单手握持的状态下进行紧固作业。创作人等验证的结果为，25kg·cm以上的情况下单手的作业几乎不可能。而且，就实用而言，脱离扭矩T_B为20kg·cm程度为上限，因而宜将脱离扭矩T_B设为10kg·cm～20kg·cm左右，尤其优选设为12kg·cm～18kg·cm左右。

另一方面，也可切换控制来进行所谓的连续击打，该连续击打中将从配置于砧座60的第一叶片部63a脱离后直至卡合于第二叶片部63b为止的旋转角度设为100[deg]～160[deg]。与该情况下的击打能量E的关系并未图示于图10中，但能够获得与标绘群91大致同等或其以下的击打能量E，因而能够进行如将特别短的螺丝紧固于木材这样的紧固。

图11是表示本实用新型的实施例的冲击工具1中的最大卡合量A[mm]与凸轮导前角θ[deg]的关系的图。根据创作人等的实验，实现如下的冲击工具，即，相对于凸轮导前角θ(＝θ_H＝θ_S)，通过采用使用了砧座与锤的最大卡合量A的击打规格而脱离扭矩T_B高，且击打感良好，所述砧座与锤的最大卡合量A是使用

式3：A[mm]＝-0.125×θ[deg]+7.5

而算出。而且，此时，通过大幅提高主轴转数而进行一个跳过击打，能够使击打能量E比现有大幅提高。进而，若在过渡到击打动作时大幅降低主轴转数而进行连续击打，则能够实现从连续旋转到击打开始为止的感觉良好化。另外，式3中，可在±0.7的范围内调整最大卡合量A的范围。此时的凸轮导前角θ(＝θ_H＝θ_S)的范围优选为26[deg]～36[deg]左右。

[实施例2]

接下来，使用图12～图22对本实用新型的第二实施例进行说明。第一实施例的锤40是以配置着三根击打爪的构成进行了说明，如第一实施例般进行“一个跳过击打”的方法，也同样地适用于现有的冲击工具的结构，即，使用在隔开180[deg]的位置具有击打爪与叶片部的两根叶片部的砧座、及两根击打爪的锤。图12是表示本实用新型的第二实施例的冲击工具101的内部结构的纵剖视图。基本结构除锤的爪与砧座的叶片部的数量均为两根外，与图1中所示的冲击工具1相同。

冲击工具101以电池110作为电源、以无刷方式的马达104作为驱动源来对旋转击打机构进行驱动。马达104为具有转子104a与定子芯104b的无刷DC马达，在定子芯104b的后方配设着多个开关元件115、及以规定间隔搭载着多个旋转位置检测元件116的反相器电路基板105。在马达104的前方侧的旋转轴104c设置着冷却风扇113。马达104的输出经由减速机构120传递到主轴130，且其动力传递到利用主轴130而旋转的锤140与砧座160。这些旋转击打机构收容于金属制的锤箱103的内部，对其内部空间涂布足够量的润滑脂(grease)。砧座160利用金属119a能够旋转地轴支撑。在砧座160的前端，形成着与轴方向D1垂直的剖面形状为四角形的安装部161a。在安装部161a的侧面设置着孔部161b。在安装部161a安装着六角插座(socket)(未图示)等前端工具，使未图示的销通过孔部161b而固定，可进行螺栓紧固等各种作业。

在从本体壳体102的主体部102a向下方延伸的把手部102b的上部，设置着具有触发器106a的触发器开关106及正反切换杆107。在把手部102b的下端部分形成着扩径部102c。在扩径部102c的内部收容着用以进行马达104的旋转控制的控制电路基板109。控制电路基板大致水平地配置着，在此处搭载着未图示的微机。

图13(a)、图13(b)是将从图12的马达104的旋转轴104c到安装部161a为止的动力传递机构部分进行摘录所得的局部放大图。图13(a)为剖视图，图13(b)为侧视图。现有的冲击工具主轴直径小，因而为了获得锤退回量而必须增大凸轮导前角θ。另一方面，在两根爪的工具中，为了如本实用新型般进行一个跳过击打，旋转角要大于三根爪的规格(锤的旋转角为360度)，因而必须增大锤退回量。然而，为了增大凸轮导前角而必须增大主轴的轴方向上的尺寸，工具的前后方向上的尺寸增大，或单纯地增大了导前角的情况下脱离扭矩也会增大，由此可用性变差。另一方面，还考虑减弱为了使锤能够进行1次旋转而对锤施力的弹簧，但如此的话击打力会降低。因此，第二实施例中，通过使用主轴径大于现有的主轴径、即粗径的主轴，能够不增大导前角而获得锤退回量。

马达104的旋转驱动力从旋转轴104c经由使用了游星齿轮的减速机构120而向旋转击打机构侧传递。减速机构120将马达104的输出传递到主轴130，此处使用利用了游星齿轮的减速机构。减速机构120包含下述部分而构成：固定于马达104的旋转轴104c的前端的太阳齿轮121，以隔开距离而包围的方式设置于太阳齿轮121的外周侧的环齿轮123，以及配置于太阳齿轮121及环齿轮123之间且与所述双方齿轮咬合的多个(此处为两个)行星齿轮122a、行星齿轮122b。两个行星齿轮122a、行星齿轮122b一边绕轴124a、轴124b自转一边绕太阳齿轮121公转。环齿轮123固定于本体壳体102侧且不旋转。轴124a、轴124b固定于形成在主轴130的后端部分的游星载体部(安装部137、安装部138)，行星齿轮122a、行星齿轮122b的公转运动转换为游星载体部的旋转运动，从而主轴130旋转。

圆筒状的主轴130的外周侧形成着主轴凸轮槽133、主轴凸轮槽134，后方侧连接着减速机构120的游星载体部，这些部件由金属的一体成形品制造。主轴130的马达104侧的内部空间设为作为太阳齿轮121的收容空间的圆柱孔135a，在砧座160侧的前方侧的嵌合孔131a中收容砧座160的轴部166。

锤140从主轴130的前方侧(图中左侧)安装，以主轴130的轴部的外周面与锤140的内周面的后方侧的一部分相接的方式配置。主轴凸轮槽133、主轴凸轮槽134为在侧视时呈大致V字状的凹处部分，在与主轴凸轮槽133、主轴凸轮槽134相向的锤140的内周面，形成着锤凸轮槽144、锤凸轮槽145。在由主轴凸轮槽133、主轴凸轮槽134与锤凸轮槽144、锤凸轮槽145形成的空间内配置着金属制的凸轮球151a、凸轮球151b。以利用该凸轮机构使锤140与主轴130大致联动的方式旋转，凸轮球151a、凸轮球151b在该空间内移动，由此锤140与主轴130旋转方向上的相对位置能够稍微发生变动，能够在轴方向后方大幅移动。锤140利用配置于后方侧的弹簧154一直向前方侧施力。

在主轴130静止时，锤140的前表面142a与砧座160的爪部的后端面位于在轴方向上隔开微小的间隙的位置。另一方面，砧座160的叶片部163a与锤140的击打爪146a成为在轴线D1方向上观察时为重叠的位置关系，在该轴方向上卡合的长度为卡合量F。此处，卡合量F是在轴线D1的方向上观察时锤140的击打爪146a、击打爪146b(参照图15(a)、图15(b))与砧座160的叶片部163a、叶片部163b的抵接区域的轴方向长度，如图13(a)、图13(b)所示，在静止时或击打前的初始位置处，卡合量F为最大。卡合量F根据锤140的向后方向上的移动而发生变化。

弹簧154为压缩弹簧，在其前方侧，以被挤压到垫圈153的状态配置着多个钢球152，其后方侧利用内周侧向轴方向呈圆筒状延伸而外周侧为圆环状的垫片155保持于主轴130的安装部137。在垫片155的圆筒部分与主轴130之间配置着由圆筒状的弹性体构成的阻尼器156。图13(a)中表示的砧座160、锤140、主轴130的旋转体在前方侧的圆筒面161c利用金属119a(参照图12)而轴支撑于锤箱103，在后方侧端部的外周面利用轴承119b而轴支撑于轴承架108(参照图13(a)、图13(b))。在环齿轮123与轴承架108的外周侧接合部形成着周方向上连续的环状的间隙部分，此处插入着O型环129。在比O型环129靠前方侧且锤箱103(参照图12)的空间内涂布足够量的润滑脂等。

图14(a)是砧座160的前视图，图14(b)是图14(a)的G-G部的剖视图。所述第一实施例中，将锤40的爪及砧座60的叶片部的数量均设为三根，实现了如下两个动作模式，即，将马达4的旋转速度设为规定转数以上的高速区域而进行一个跳过击打，或设为规定转数以下的低速区域而进行连续击打。然而，第二实施例中，在锤140的爪及砧座160的叶片部的数量均为两根的冲击工具中实现所述一个跳过击打与连续击打。主轴130的转数为规定的速度区域以下的情况下，以与现有例的冲击工具相同的方式进行连续击打。然而，通过跳过规定的速度区域(中间速度区域)，而在更高速的高速速度区域使马达104旋转，也能够实现“一个跳过击打”的紧固动作。

砧座160由金属的一体成形而制造，如图14(b)所示在圆筒形的输出轴部161的后方形成着配置有叶片部163a、叶片部163b的被击打部162。在轴方向上观察时为大致中央附近的外周面161c形成为圆柱状。在砧座160形成包含轴方向槽167b与径方向槽167a的油分供给孔167，从开口167c侧向金属119a供给润滑脂。油分供给孔167可通过从径方向及轴方向使用钻头进行穿孔加工而形成。被击打部162的两个叶片部163a、叶片部163b为在旋转方向上观察时隔开180[deg]而配置的被击打爪，以沿径方向外侧延伸的方式配置。在叶片部163a、叶片部163b的旋转方向上的侧面，形成着由锤140的击打爪在紧固方向上的旋转时击打的被击打面164a、被击打面164b、及形成于其相反侧且在松开方向上的旋转时被击打的被击打面165a、被击打面165b。在被击打部162的轴方向后方侧形成着圆柱状的轴部166，轴部166的外周面利用主轴130的嵌合孔131a(参照图13(a)、图13(b))在能够滑动的状态下进行轴支撑。

接下来，使用图15(a)、图15(b)对锤140的形状进行说明。图15(a)是锤140的前视图，图15(b)是图15(a)的H-H部的剖视图。锤140如图15(b)所示，设为在径方向上利用连接部142将内径不同的两个筒状部分141、筒状部分143的前方侧相连的形状。此处锤140为金属制，基本上为以达到更高性能化为目标的规格。锤尺寸只要能够收容于锤箱103，则其尺寸优选为尽可能设置得大，其直径(外径)d3宜构成为44mm以上。而且，若与主轴130的轴径相比，则锤140的外径优选为小于4倍的程度。在由连接部142形成的前表面142a的外周侧的相向的两个部位，形成着向轴方向上的前方侧(砧座160侧)突出的两个击打爪146a、击打爪146b。击打爪146a、击打爪146b以在旋转方向上观察时其中心位置按照旋转角每180度隔开的方式均等地配置。击打爪146a、击打爪146b的旋转方向上的两个侧面以与砧座160的两个叶片部163a、叶片部163b碰撞时良好地面接触的方式，对旋转方向赋予规定的角度。在锤140的筒状部分141的内周侧、且与主轴130的外表面(圆筒面)相向的贯通孔141a的内壁部分，形成着锤凸轮槽144、锤凸轮槽145。此处可理解为贯通孔141a的直径比图4(a)、图4(b)中所示的锤40的贯通孔41a形成得大。因此，可充分确保供凸轮球151a、凸轮球151b移动的锤凸轮槽144、锤凸轮槽145的长度。锤凸轮槽144、锤凸轮槽145为在将锤140的内周面展开为平面时具有大致梯形状的轮廓的凹处，且与主轴凸轮槽133、主轴凸轮槽134一起形成限制凸轮球151a、凸轮球151b的活动的空间。而且，在锤凸轮槽144、锤凸轮槽145的一部分形成着组装时用以插入凸轮球151a、凸轮球151b的槽144a、槽145a。本实施例中，锤的旋转角度规定为180度或360度这两个，因而以锤140的凸轮导前角θ_H1成为规定值的方式，例如以处于θ_H1＝16[deg]～30[deg]的范围内的方式进行设定。该值与现有的冲击工具相比非常低，为使凸轮导前角减小的结构。而且，马达的最高转数宜设为18,000rpm～27,000rpm左右。该情况下，主轴130的转数为2,100rpm～3,150rpm。

接下来，使用图16(a)～图16(c)对主轴130的形状进行说明。图16(a)是主轴130的前视图，图16(b)是侧视图，图16(c)是图16(a)的I-I部的剖视图。主轴130为大致圆筒状的金属制，配置于砧座160与减速机构120之间，主轴130的长度方向上的后方侧端部139利用轴承119b(参照图13(a)、图13(b))而轴支撑。主轴130的轴部131的直径d1优选为16mm以上，此处为18mm，比图5(a)、图5(b)所示的主轴30的直径形成得粗很多。将主轴130形成得粗，因而即便成为圆筒状且内部空间为前端侧的嵌合孔131a与后端侧的圆柱孔135a连通的中空形状也可充分确保强度。中空结构能够向内部空间填充润滑脂，且能够向砧座侧供给润滑脂，因而对于润滑性方面而言有利。在主轴130的外周面形成着两组主轴凸轮槽133、主轴凸轮槽134。此处，主轴凸轮槽133、主轴凸轮槽134的形状在侧视时(从与轴线D1正交的方向观察时)为大致V字状，将主轴凸轮槽133、主轴凸轮槽134的各自的凸轮导前角θ_S1设为规定角度。第二实施例中，将锤140的凸轮导前角θ_H1与主轴的凸轮导前角θ_S1设为同一角度，例如以处于16[deg]～30[deg]的范围内的方式进行设定，使凸轮导前角θ_H1相对减小。然而，即便减小凸轮导前角θ_H1，主轴130的直径d1也大且周长也长，因而能够使凸轮球151a、凸轮球151b的可移动距离增长，从而能够充分确保锤140的后退量(锤退回量)。

在主轴130的轴部131的后方侧形成着减速机构120的游星载体部135。游星载体部135上形成着圆盘状的安装部137、安装部138。安装部137设为前方侧的大径部137c与后方侧的小径部137d连结而成的形状。安装部137沿与轴线D1正交的方向延伸，在旋转方向上以均等间隔形成着两个嵌合孔137a、嵌合孔137b。在安装部137的后方侧，与安装部137平行且隔开规定间隔而设置着安装部138。安装部138上也在旋转方向上均等间隔地形成着两个嵌合孔138a、嵌合孔138b，与嵌合孔137a、嵌合孔137b一起固定着用以轴支撑行星齿轮122a、行星齿轮122b的轴124a、轴124b(均参照图13(a)、图13(b))。只要轴124a、轴124b的孔径(直径)与第一实施例大致相同即可，在第二实施例的情况下，形成该嵌合孔137a、嵌合孔137b、嵌合孔138a、嵌合孔138b的位置成为问题。通常，使用从后方侧向轴方向平行地移动的钻头，来形成嵌合孔137a、嵌合孔137b、嵌合孔138a、嵌合孔138b。此时，向安装部137的前方侧突出的钻头的前端为了不对主轴轴部131进行加工，而必须构成为如下，即，与嵌合孔137a、嵌合孔137b的最内周点相切的圆的直径S大于主轴轴部131的直径d1。图5(a)所示的结构也成为此种位置关系(参照图2)。与此相对，本实施例中，构成为与嵌合孔137a、嵌合孔137b的最内周点相切的圆的直径S的内径小于主轴轴部131的直径d1。换句话说，使主轴130(轴部131)的直径d1大于嵌合孔137a、嵌合孔137b的最内周圆的直径S。即，构成为在径方向上，主轴130与嵌合孔137a、嵌合孔137b重叠。为了使此种位置关系成为可能，在安装部137的前方侧形成着以外径减小的方式进行了切削加工的槽部136a，在进行钻头的穿孔作业时，钻头的前端不会抵接于主轴轴部131侧外周面。其结果为，能够使与嵌合孔137a、嵌合孔137b的最内周点相切的圆的直径S与现有直径同等，而不会过分地增大，因而即便为粗径的主轴轴部131也可抑制游星载体部135的直径d2的大型化。而且，槽部136a能够作为配置圆环状的橡胶等阻尼器156的空间而加以利用，因而适合。在安装部137的前方侧形成着轴方向上增加了厚度的台阶部136，利用台阶部136来保持阻尼器156的后侧面。

主轴130与锤140利用凸轮机构而连结，当主轴130旋转驱动时，其旋转经由凸轮机构而传递到锤140。在锤140开始旋转后而尚未旋转1/2时锤140的击打爪146a、击打爪146b抵接于砧座160的叶片部163a、叶片部163b而使砧座160旋转。此时，若利用来自砧座160的卡合反作用力而在主轴130与锤140之间产生相对旋转，则锤140沿着凸轮机构的主轴凸轮槽133、主轴凸轮槽134一边使弹簧154压缩一边开始向马达104侧后退。然后，当利用锤140的后退移动而锤140的击打爪146a、击打爪146b越过砧座160的叶片部163a、叶片部163b而解除两者的卡合状态时，锤140除主轴130的旋转力以外，还利用蓄积在弹簧154的弹性能量与凸轮机构的作用，一边在旋转方向上旋转一边向前方急速加速。

当锤140利用弹簧154所施加的力向前方移动时，锤140的击打爪146a、击打爪146b再次卡合于旋转后的下一个砧座160的叶片部163b、叶片部163a，由此进行强击打，锤140与砧座160开始一体旋转。利用该击打将强旋转力施加到砧座160，因而经由安装于砧座160的安装部161a的未图示的插口等将旋转击打力传递到螺栓等紧固构件。以后，重复进行相同的动作而从前端工具对紧固构件间歇地重复传递旋转击打力。以上表示锤140对砧座160的通常击打时的状态，第二实施例也与第一实施例同样地，将马达104的旋转速度设为第一转数T₃以上的高速区域而进行一个跳过击打。而且，通过使马达104在第二转数T₄以下的低速区域驱动，而能够进行连续击打。此处，为转数T₄＜转数T₃的关系，只要设定主轴130的适当转数即可，以使在高速区域及低速区域中的任一区域均不会出现预击打或过冲击。

图17(a)、图17(b)是用以说明锤140、砧座160的一个跳过击打时的击打角的图。锤140的击打爪146a在通过砧座160的叶片部163a的后方侧后，旋转旋转角度181而击打砧座160的叶片部163a。接下来也同样地进行，在击打爪146a通过叶片部163a的后方侧后，仅旋转旋转角度182而击打砧座160的叶片部163a。另一方面，锤140的击打爪146b在从砧座160的叶片部163b脱离后，不与叶片部163a接触而再次卡合于叶片部163b。此时的旋转角度为约360[deg]。在进行了锤140的旋转角度181的相对旋转后，接下来进行旋转角度182的相对旋转。理想的是旋转角度181与旋转角度182为同一角度。

图18表示进行图17(a)、图17(b)所示的击打角下的击打时的锤140与砧座160的状况的图。纵轴表示锤140的前后方向上的位置，+表示前方侧，-表示位于后方侧的几mm的位置。0为静止时或低负荷状态下旋转时的锤140的击打爪146a的前方侧的位置，此时的叶片部163a的前方侧位置也为0。横轴为锤140相对于砧座160的相对旋转角度，以360度([deg])为1周。在触发器106a被扣动到底而主轴130高速旋转的过程中，对锤140的击打爪146a施加规定的反作用力，当超过脱离扭矩时，锤140向轴方向后方移动。锤140的相对于主轴130的后退量(锤退回量)由凸轮轴长×2而决定。若锤140的后退量大于与叶片部163a的最大卡合量F(参照图13(a)、图13(b))，则击打爪146a与叶片部163a的卡合状态被解除，击打爪146a擦过叶片部163a的后方侧而旋转，并通过下一个叶片部163b的后方侧，对其下一个叶片部，即原来的叶片部163a进行击打。图中，实线171所示者为击打爪146a的轴方向前方侧且旋转方向前方侧的角部的移动轨迹，虚线172所示者为击打爪146a的轴方向前方侧且旋转方向后方侧的角部的移动轨迹。如此，进行击打时，击打爪146a为了不击打下一个叶片部163b而击打下下个叶片部163a，而以在使弹簧154压缩而向后方侧移动的锤140回到轴方向前方侧之前，击打爪146a不与叶片部163b接触而通过后方侧的方式，以充分高的速度使主轴130旋转。在旋转角200度的地点，击打爪146a的轴方向前方位置通过与砧座160的叶片部163a隔开了3mm以上的部分。另外，图18中，仅图示了击打爪146a，击打爪146b也同样地进行一个跳过击打，因而可实现高击打扭矩。

根据第二实施例，能够不增大主轴130的轴方向上的尺寸而增大锤140的退回量，因而通过适当设定马达104的转数而能够进行一个跳过击打。进而，锤140的外径维持着与现有外径相当的尺寸而增大内径(主轴130的直径)，由此锤140的惯性减小，在一个跳过击打时使锤容易旋转。而且，利用进行一个跳过击打的控制，与现有转数相比，能够使马达的最高转数大幅提高。此时的击打力如第一实施例的(式2)所示般，为(锤惯性)×(主轴角速度)^2，因而即便使锤140的惯性减小一成，只要将旋转速度提高三成，则击打力能够达到与现有相当或其以上的水平。此处，(式1)中将当前产品假定为击打能量E＝1/2×1.0×1.0^2＝0.50，在使锤惯性小于当前产品且使主轴角速度大于当前产品来进行比较的情况下，角速度提高与击打能量E的关系为如下。

例1：E＝1/2×0.9×1.3^2＝0.76[提高1.52倍]

例2：E＝1/2×0.8×1.3^2＝0.68[提高1.36倍]

例3：E＝1/2×0.8×1.5∧2＝0.90[提高1.8倍]

如此，在进行一个跳过击打的情况下，因使转数大幅提高的关系，而具有即便减小锤惯性也能够大幅提高击打力的优点。另外，若设为转数快且锤惯性也大的规格，则存在锤退回量也大幅增大的问题。而且，在以锤簧的弹簧常数提高作为所述问题的对策的情况下，脱离扭矩增大，可用性变差。因此，本实施例中，通过选择最佳的锤惯性与马达的旋转速度，能够将击打力提高为现有以上而不会使工具的尺寸大型化。而且，此时的脱离扭矩也能够减小，因而以两个爪的规格便能够实现一个跳过击打，从而能够提供实现了高性能与使用容易的击打式电动工具。

图19(a)、图19(b)是用以说明锤140、砧座160的连续击打时的击打角的图。旋转侧的锤140的击打爪146a在通过了砧座160的叶片部163a的后方侧后，仅旋转旋转角度185而击打砧座160的叶片部163b。接下来，锤140的击打爪146a在通过了砧座160的叶片部163b的后方侧后，仅旋转旋转角度186而击打砧座160的叶片部163a。此时的旋转角度为大致180[deg]。以下同样地进行下一个被击打爪与锤的击打爪的击打。此处，理想的是旋转角度185与旋转角度186为同一角度，大致180[deg]为具有规定范围的角度。

图20是表示进行图19(a)、图19(b)所示的击打角下的击打时的锤140与砧座160的状况的图。纵轴与横轴的关系与图18相同。在主轴130以低速模式旋转的过程中，对锤140的击打爪146a施加规定的反作用力，若超过脱离扭矩，则锤140后退。若锤140的后退量大于与叶片部163a的最大卡合量F，则击打爪146a与叶片部163a的卡合状况被解除，击打爪146a擦过叶片部163a的后方侧而旋转，并与下一个叶片部163b卡合。图中，实线173所示者为击打爪146a的轴方向前方侧且旋转方向前方侧的角部的移动轨迹，虚线174所示者为击打爪146a的轴方向前方侧且旋转方向后方侧的角部的移动轨迹。如此，在进行击打时，击打爪146a为了与下一个叶片部163b良好地卡合，而进行马达104的旋转控制，即，与使弹簧154压缩而向后方侧移动的锤140回到轴方向前方侧同时地，使下一个叶片部163b前进，且以低速使主轴130旋转。图20中仅图示了击打爪146a，击打爪146b也同样地进行连续击打。

图21是表示本实施例的冲击工具101的击打能量E与脱离扭矩T_B的关系的图。击打能量E为锤140即将击打砧座160前锤140所具有的能量。此处，在触发器106a的操作量(扣动量)为最大，被紧固材为柳安材(木材)，且其反弹率为0.31的条件下算出。此处图示的脱离扭矩T_B[kg·cm]、及击打能量E[N.m²×(rad/s)²]与由实施例1中表示的式1、式2算出的值相同。图21中图示的各标绘点是将本实用新型、现有的击打规格分别标绘而成者，且将配置于锤的击打爪146a从配置于砧座的叶片部163a脱离后直至卡合于下一个叶片部163b为止的旋转角度设为180[deg]的情况下的击打能量E与脱离扭矩T_B、及系数K的范围表示为上限的系数K₃与下限的系数K₄。标绘群191为市场出售的当前产品的击打能量E与脱离扭矩T_B的关系。如所述般，现有技术中，为了进一步增大击打能量E，而必须增大弹簧154的弹簧压力，该情况下脱离扭矩T_B也会增大，从而妨碍实用性。

与此相对，在将从配置于砧座的叶片部163a脱离后直至卡合于下一个叶片部163b为止的所述旋转角度设为360[deg]的冲击工具的击打能量E与脱离扭矩T_B、及系数K_P的关系性为E＝K_P×T_B[K₁＜K_P]的情况下，如标绘群192所示般，在将脱离扭矩保持为7kg·cm～15kg·cm的状态下，能够大幅提高击打能量E，从而能够获得比实线K₃的区域靠上侧的区域的高击打能量E。

如此，本实施例中使用具有两根击打爪、两根被击打爪的与现有相同的击打机构，进行击打能量E与脱离扭矩T_B的关系为15.0×T_B＞E＞9.3×T_B的区域中的击打。另一方面，也可不仅进行一个跳过击打，还进行连续击打。连续击打的情况下的击打能量E例如在一个跳过击打时为箭头192a所示的关系，在连续击打时为箭头191a(或其下侧)所示的关系，因而在将特别短的螺丝紧固于木材等的低击打扭矩便足够的情况下，通过进行连续击打而能够进行适当的击打扭矩的紧固作业。

图22是表示本实用新型的实施例的冲击工具101中的最大卡合量F[mm]与凸轮导前角θ₁[deg]的关系的图。根据创作人等的实验，能够实现如下的冲击工具，即，相对于凸轮导前角θ₁(＝θ_H1＝θ_S1)，通过采用使用了砧座与锤的最大卡合量F的击打规格而脱离扭矩T_B高，且击打感良好，所述砧座与锤的最大卡合量F是使用

式4：F[mm]＝-0.125×θ₁[deg]+6.5

而算出。而且，此时，通过大幅提高主轴转数而进行一个跳过击打，能够使击打能量E比现有大幅提高。进而，若在过渡到击打动作时大幅降低主轴转数而进行连续击打，则能够实现从连续旋转到击打开始为止的感觉良好化。另外，式4中，可在±0.7的范围内调整最大卡合量F的范围。此时的凸轮导前角θ₁(＝θ_H1＝θ_S1)的范围优选为16[deg]～30[deg]左右。

以上，基于两个实施例对本实用新型进行了说明，但本实用新型不限定于所述实施例，在不脱离其主旨的范围内可进行各种变更。例如，所述锤及砧座以配置了两根或三根的相同数量的击打爪与被击打爪的构成进行了说明，但锤的击打爪的根数与砧座的被击打爪的根数也可设为其他根数，击打爪与被击打爪的根数不同的冲击工具也可同样地适用。