技术领域
不同实施例涉及旋转振荡式骨、软骨和椎板切除工具组件。
背景
现有技术已提供了旋转式骨、软骨和椎板切除工具组件。旋转式 骨、软骨和椎板切除工具组件的一个问题是由于遇到纤维物质而引起的， 该纤维物质可能缠绕在一个旋转式切割工具周围并且引起所不希望的损 坏。现有技术还已经提供了旋转振荡式骨、软骨和椎板切除工具组件。
概述
根据至少一个实施例，一种骨、软骨和椎板切除工具组件设置有 一个壳体。一个电动机被安装在该壳体中。一个主轴被安装用于旋转到该 壳体上。一个齿条和小齿轮机构由该电动机可操作地驱动并且被连接到该 主轴上以使该主轴振荡以用于提供一个旋转振荡式切割操作。
根据至少另一个实施例，一种骨、软骨和椎板切除工具组件设置 有一个壳体。一个电动机被安装在该壳体中。多个凸轮被支撑在该壳体中 并且由该电动机驱动以用于旋转。多个随动件被安装用于旋转到该壳体 上、与该多个凸轮相接合，以使得该多个凸轮的一次旋转使该多个随动件 振荡超过一次，同时防止该多个随动件过度旋转。一个主轴被安装用于旋 转到该壳体上、与该多个随动件相接合，以用于提供一个旋转振荡式切割 操作。
根据至少另一个实施例，一种骨、软骨和椎板切除工具组件设置 有一个壳体。一个电动机被安装在该壳体中。一个主轴被安装用于旋转到 壳体上。一个机构是由该电动机可操作地驱动并且被连接到该主轴上以使 该主轴振荡以用于提供一个旋转振荡式切割操作。该主轴的一个峰值角加 速度小于九百万弧度每平方秒。
附图简要说明
图1是根据一个实施例的一种旋转振荡式骨、软骨和椎板切除工 具组件的透视图；
图2是图1的工具组件的一个片段透视图；
图3是图1的工具组件的一个传动装置的放大片段透视图；
图4是图3的传动装置的轴向示意图，示出一个第一位置；
图5是图3的传动装置的另一个轴向示意图，示出一个第二位置；
图6是图3的传动装置的另一个轴向示意图，示出一个第三位置；
图7是图3的传动装置的另一个轴向示意图，示出一个第四位置；
图8是图3的传动装置的另一个轴向示意图，示出一个第五位置；
图9是图3的传动装置的另一个轴向示意图，示出一个第六位置；
图10是根据另一个实施例的图1的工具组件的一个传动装置的一 个放大片段透视图；
图11是根据又一个实施例的图1的工具组件的一个传动装置的一 个放大片段透视图；
图12是图11的工具组件的位移、速度以及加速度的曲线图；
图13是图11的工具组件的扭矩的曲线图；
图14是根据另一个实施例的图1的工具组件的一个传动装置的片 段透视图；
图15是处于一个第一位置的图14所示的传动装置的轴向示意图；
图16是处于一个第二位置的图14所示的传动装置的另一个轴向 示意图；
图17是处于一个第三位置的图14所示的传动装置的另一个轴向 示意图；
图18是处于一个第四位置的图14所示的传动装置的另一个轴向 示意图；
图19是图14的传动装置的位移、速度以及加速度的曲线图；
图20是图14的传动装置的扭矩的曲线图；
图21是根据另一个实施例示出为具有一个可互换驱动机构的图1 的工具组件的透视图；
图22是处于操作中的图21所示的工具组件的另一个透视图；
图23是图21的驱动机构的一个传动装置的放大片段透视图；并 且
图24是处于不同速度的图3和图14的传动装置的值的图表。
详细说明
根据需要，在此披露本发明的详细实施例；然而，应了解，所披 露的实施例仅仅是可以用不同的和替代的形式来体现的本发明的示例。附 图不一定是按比例绘制的；为了示出特定部件的细节，可以夸大或最小化 某些特征。因此，在此所披露的具体结构和功能细节不应被解释为是限制 性的，而仅仅是作为用于教导本领域普通技术人员以各种方式使用本发明 的代表性基础。
现在参照图1，根据一个实施例示出并且总体上用数字30来引用 一种旋转振荡式骨、软骨和椎板切除工具组件。骨、软骨和椎板切除工具 组件30是一种具有一个壳体32的手持式工具组件，该壳体提供一个手柄 34以供手动握持，以便通过一个切割操作进行骨、软骨和椎板切除。可替 代地，壳体可以具有用于一个较小的铅笔状“精确握持”的一个变窄的前 部，而较重的剩余部分被确定大小成在使用者手部的一个指蹼空间上平 衡，以便允许更好的控制而较不疲劳。
工具组件30可以用于外科手术诸如脊柱手术，其中可以诸如从脊 柱切除骨、软骨、椎板以及其他非纤维身体物质。工具组件30具有一个 输出主轴36，该输出主轴被驱动来在两个方向上旋转，或围绕其轴线旋转 振荡。主轴36支撑一个切割工具38，该切割工具是由主轴36驱动来在两 个方向上部分地旋转，具有一个有限的旋转范围。这种振荡切割对于通过 一个剪切操作进行的骨、软骨和椎板切除是有效的，同时在最小化对任何 纤维物质的损坏方面是有效的。在极小剪切情况下，如果切割工具38在 切割操作过程中不经意地接触纤维物质如神经，那么纤维物质很可能因为 纤维物质的柔性而振荡，从而最小化对纤维物质的损坏。此类旋转振荡式 操作在石膏去除工具中是常见的。
工具组件30可以从一个外部电源如直流电源线40接收电力。一 个电源开关42可以被设置在壳体上以用于控制工具组件30的操作。一个 光源44也可以被设置在壳体上以用于照亮一个工件。光源44可以是一个 发光二极管(LED)。
图2示出了工具组件30的一些内部部件。电源可以由定向在壳体 32中的一个电池电源46提供。电池电源46可以通过电源线40充电或再 充电。电子设备48被设置在壳体32中以用于控制工具组件30的操作。 电源开关42可以可替代地被定位在壳体的一个远端处。多个指示灯50可 以被设置在壳体32上并且由LED照亮以用于指示工具组件30的操作特 性，诸如电池电源46的充电状态。
一个电动机52被安装在壳体32中以用于提供一个旋转输入。在 由电子设备48控制时，电动机52是由电池电源46供电。电动机52驱动 一个传动装置54以用于将来自电动机52的连续旋转运动转化为主轴36 的旋转振荡。主轴36被轴接在壳体32中并且由传动装置54驱动。主轴 36可以如针对人体工程学所描绘地相对于壳体32成角度。多个冷却片或 一个冷却扇可以被附接到电动机52上或附近，以用于冷却电动机52和/ 或工具组件30。
现在参照图2至图9，电动机52驱动一个偏心驱动器56。偏心驱 动器56包括被支撑成在驱动器56上旋转的一个滚轮58，该滚轮偏离电动 机52的一个轴线60。因此，偏心驱动器56的旋转导致滚轮58围绕轴线 60绕转。偏心驱动器56还包括一个配衡物62，该配衡物与滚轮58相反 地偏离轴线60，以便配衡传动装置54并且最小化所不希望的振动。根据 至少一个实施例，配衡物62可以与偏心驱动器56整体形成。根据另一个 实施例，配衡物62可以包括一个另外的重量。可替代地，滚轮58可以是 一个轴销。
一个导件64与电动机轴线60大体垂直地被支撑在壳体32中。导 件64可以由一对轴销66提供。一个穿梭件68被设置在导件64上以用于 在导件64上往复平移。穿梭件68包括与导件64大体垂直的一个通道70。 通道70接收偏心驱动器56的滚轮58。通道70协作作为一个随动件，以 便在沿导件64驱动穿梭件68时允许滚轮58沿通道70的一个长度平移。 导件64可以利用轴承和/或滚轮来减少摩擦。
偏心驱动器56和穿梭件58协作作为一个苏格兰轭机构，用于将 连续旋转运动转化成线性往复运动。在图4至图9中示出了运动的范围。 在图4处，滚轮58在下死点处，由此最大化穿梭件68的平移。从图5到 图6，滚轮58接近平移的限度，由此穿梭件68减速。从图6到图7，穿 梭件68倒转方向并且加速。在图8处，滚轮58在穿梭件68的一个最大 速度下接近上死点。从图8到图9，穿梭件68减速直到它达到一个相反的 平移范围，由此穿梭件68倒转方向并且继续到图4的位置。尽管示出了 苏格兰轭机构，但可以使用用于将旋转运动转化成往复运动的任何机构， 诸如曲柄滑块机构等。
再次参照图2至图9，一个齿轮齿条72被形成在穿梭件68上。 该齿轮齿条被形成为大体平行于主轴36。一个小齿轮或骨钻齿轮(burr gear)74被安装到主轴36上、与齿轮齿条72相接合，从而提供一个齿条 和小齿轮机构，用于将穿梭件60的往复平移转化成主轴36的旋转振荡。 一对轴承组件76也可以被设置在壳体中以用于对主轴36提供轴承支撑。 传动装置54可以包括如本领域中已知的任何另外的齿轮组，以便改变速 率或扭矩。根据一个实施例，一个正齿轮可以被添加到一个电动机输出轴 上以使滚轮58的速率倍增。
图10示出了根据另一个实施例的传动装置54。一个壳体前部78 可以是与壳体32的剩余部分可脱离的，以获得工具组件30的互换功能。 一个轴承组件80被设置在壳体前部78中以用于提供偏心驱动器56的轴 承支撑。一个第一连接构造82是从壳体前部78暴露以便接合壳体32上 的一个相应的第二连接构造。因此，传动装置54和输出主轴36可以被分 离并且被重新附接到壳体32上。
图11示出了根据另一个实施例的一个传动装置84。一个电动机 86驱动具有一个偏移滚轮90和一个配衡物92的一个偏心驱动器88。一 个导件由壳体32中的一个导轨94提供。一个穿梭件96被设置在导轨94 上；并且包括用于接收滚轮90的一个通道98。多个滚珠轴承可以被设置 在穿梭件96与轨道94之间。
与现有技术的旋转振荡式骨、软骨和椎板切除工具组件不同，工 具组件30减少到使用者的振动并且工具组件30在切割操作过程中更易于 握持。为了获得这些产品性能目标，切割工具38的运动避免方向和速度 上的突然或陡然变化。替代地，当切割工具38来回振荡时，它的速度平 稳地从零过渡到其峰值，随后返回到零并且重复。切割工具38的运动受 到控制以使得角位移、速度以及加速度都遵循谐波签名。也就是说，当在 曲线图上绘出时，这些特性遵循正弦状曲线。当然，也可以使用非谐波签 名。
可以通过以下方程在任何时间点找到穿梭件96的横向位移、速度 以及加速度。
电动机速度：ω＝2π(15000rpm/60)＝1570.8弧度/秒)；其中rpm 是每分钟转数。
电动机角度：θ＝ωt；其中t是时间。
位移：x穿梭件＝R sin(ωt)；其中R是滚轮90与电动机轴线60的一 个偏移。对于所描绘的实施例，R等于3.75毫米(mm)。
穿梭件速度：v穿梭件＝ωR cos(ωt)。
穿梭件加速度：a穿梭件＝-ω2R sin(ωt)。
骨钻齿轮74由穿梭件68通过齿轮齿条72来驱动。骨钻齿轮74 展示类似运动，但替代横向位移，该骨钻齿轮经历角位移。骨钻齿轮74 的旋转运动可以通过以下方程来描述：
角位移：x骨钻＝(R/R骨钻)sin(ωt)；其中R骨钻是骨钻齿轮的节圆半径， 对于所描绘的实施例，R骨钻是三毫米。
角速度：v骨钻＝ω(R/R骨钻)cos(ωt)。
峰值角速度：v骨钻(峰值)＝nωσ，其中σ是振荡振幅，是总角度范 围的1/2(以弧度表示)，并且对于所描绘的实施例，σ还等于R/R骨钻；并且 n是每电动机旋转的振荡次数，对于所描绘的实施例，n是1。
角加速度：a骨钻＝-ω2(R/R骨钻)sin(ωt)。
峰值角加速度：a骨钻(峰值)＝(nω)2σ。
峰值角跃度(Jerk)：j骨钻(峰值)＝(nω)3σ。
图12示出了角位移x、角速度v以及角加速度a的曲线图。在15,000 rpm下，电动机86每0.004秒完成一转。如曲线x所示，骨钻齿轮74在 电动机一转过程中完成一个完整振荡。振荡是从中心开始、远离中心达到 一个角边(angular side)的旋转，越过中心到达另一个角边并且返回到中 心的旋转。齿轮74每次振荡骨钻还行进正或负1.25弧度(正或负71.6度) (总行程143.2度)。
曲线v表明，在上死点和下死点处，精确地在骨钻齿轮74摆动的 中间出现峰值角速度(VP＝l,963弧度/秒＝18,750rpm)。就是在这时从正 被切割的物质切除最大量的物质。穿梭件96随后允许骨钻齿轮74在其接 近最大幅度时减速到为零的速度，仅在回摆时往回加速到最大速度。
骨钻齿轮74的运动是平稳的，在方向、速度或加速度上没有突然 或陡然变化。尽管用关于正弦和余弦的公式来描述所描绘实施例的运动， 但该设计可以用以下方式来体现：使得骨钻齿轮74的运动遵循类似样子 的谐波曲线，这些谐波曲线是用关于正弦和余弦的公式难以方便描述的。
曲线a表明，主轴的一个峰值角加速度在每分钟一万五千振荡下 小于五百万弧度每平方秒。通过分析加速度的变化率，可以确定跃度为在 每分钟一万五千振荡下小于五十亿弧度每立方秒。
尽管电动机速度被描述为15,000rpm，但根据一个实施例，电动 机速度可以是在5,000rpm至40,000rpm的范围内。根据另一个实施例， 电动机速度可以是在15,000rpm至20,000rpm的范围内。
工具组件30中的传动装置84导致骨钻齿轮74处的输出扭矩不同 于电动机86的输入扭矩。这种变异可以被表示为一个扭矩比：
其中T骨钻是施加至骨钻齿轮74上的输出扭矩；并且 Tm是由电动机86供应的输入扭矩。
换言之，传动装置84导致到骨钻齿轮74的输出扭矩在骨钻齿轮 74的位移中的任何指定点处是来自电动机86的输入扭矩的“XT倍”。这 个因素是传动装置84的一个机械优势。以下分析没有考虑低效率事件(诸 如摩擦、空气阻力和其他损耗)，这些低效率事件将妨碍扭矩从电动机86 传输到骨钻齿轮74。然而，只要有可能，就已经采取步骤来减小此类损耗， 诸如使用多个轴承来减小摩擦。
总体上，扭矩等于力乘距离。电动机86的扭矩作用于偏心驱动器 88上，该偏心驱动器随后通过滚轮90在穿梭件96上施用一个力。穿梭件 96与滚轮90之间的力是相等且相反的，并且是在垂直于穿梭件通道98的 一个方向上。电动机扭矩因此可以被表示为这个力乘以其离偏心驱动器88 的垂直距离：
Tm＝FpR cos(θ)；其中Fp等于Fs，它们是作用于滚轮90与穿梭件 96之间的力。
当穿梭件96和骨钻齿轮74接近一个行进极限(如在图6中针对 穿梭件68所描绘)时，穿梭件96和骨钻齿轮74的速度与偏心驱动器88 的速度相比是低的。由于为了使穿梭件96和骨钻齿轮74移动一个相当小 的量，偏心驱动器88必须移动一个相当大的角度，因此这关于扭矩具有 一个“机械优势”。换言之，仅当最需要扭矩时，即当骨钻齿轮74正最慢 地移动并且最可能变得不能动时，偏心驱动器88能够将多得多的扭矩传 递到骨钻齿轮74上。当穿梭件96接近其行程的末端时，“R cos(θ)”的长 度减小，并且如其公式所表明，扭矩比增大。
当滚轮90推动穿梭件96时，穿梭件96以相同量的力推动骨钻齿 轮74。这个力在骨钻齿轮74上形成一个扭矩，该扭矩可以被表示为：
T骨钻＝F骨钻R骨钻；其中F骨钻等于Fs，Fs等于作用于骨钻齿轮74 与穿梭件96之间的力。R骨钻等于骨钻齿轮74的一个节圆半径，对于所描 绘的实施例，R骨钻是三毫米。将以上等式组合起来，骨钻齿轮74上的扭 矩可以被表示为：
因此，扭矩比可以被表示为：
图13示出了骨钻齿轮74的一个扭矩比。施加至骨钻齿轮74上的 最小扭矩等于电动机扭矩的0.80倍(或百分之八十)。当骨钻齿轮74的速 度最大时，在该骨钻齿轮的行程的中点处出现这个最小扭矩。当骨钻齿轮 角速度朝着零减小时，所传输的扭矩朝着无穷大以指数方式增大(理论上， 实际上由于已被忽略的低效率事件而永远不会获得无穷大)。
扭矩与速度之间的这种关系是众所周知的。总体上，扭矩比与速 度比成反比。对于图11的实施例，骨钻齿轮74的角速度可以就θ(已知θ ＝ωt)而言被重写：
v骨钻＝ω(R/R骨钻)cos(ωt)变成v骨钻＝ω(R/R骨钻)cos(θ)。
然后速度比是：
这是扭矩比：
的倒数。
一个阻尼系统可以被设置在工具组件30中以控制振动。该阻尼系 统可以在电动机52或传动装置54与壳体32之间包括一种阻尼材料或系 统以最小化到使用者的振动。该阻尼系统或材料可以在外部或在内部地被 设置在壳体32上。
图14示出了根据另一个实施例的一种骨、软骨和椎板切除工具组 件100。工具组件100包括安装在一个壳体104中的一个电动机102。电 动机102驱动一个凸轮机构106以用于进行连续旋转。凸轮机构106具有 从电动机102开始轴向堆放的四个不同的凸轮型材108、110、112、114。 在图15至图18中示意性地示出了这些凸轮型材108、110、112、114中的 每一个。一个随动件机构116被安装用于在壳体104中旋转。随动件机构 116具有四个随动件型材118、120、122、124，它们各自用于与凸轮型材 108、110、112、114中的一个协作，如同样在图15至图18中示出。一个 主轴126通过轴承支撑设置在壳体104中。凸轮机构106和随动件机构116 协作作为一个传动装置128，用于将凸轮机构的一个旋转转化为随动件机 构116的两个旋转振荡。
电动机102使凸轮机构106在一个方向上连续地自转，该方向在 图15至图18中是顺时钟方向。凸轮型材108、110、112、114始终在两个 接触点处接合随动件型材118、120、122、124。在一个接触点处，凸轮机 构106推动随动件机构116旋转。在另一个接触点处，凸轮机构106防止 随动件机构116过度旋转。凸轮机构106上的型材108、110、112、114一 起工作以导致随动件机构116在两个方向上旋转地振荡。对于所描绘的实 施例，四个凸轮型材108、110、112、114中的每一个由两个对称叶片组成， 这导致随动件机构116针对电动机102的每个完整旋转做出两个完整振荡 (来回两次)。凸轮机构106还可以被设计成是非对称的，和/或这样使得 这导致随动件机构116每电动机旋转做出任意数量的振荡，诸如一个或超 过两个。
在图15中，第二凸轮型材110接触第二随动件型材120以便防止 随动件机构116的过度旋转，而第四凸轮型材114驱动第四随动件型材 124。在图16中，第二凸轮型材110接触第二随动件型材120以便驱动随 动件机构116，而第三凸轮型材112接合第三随动件型材122以便防止该 随动件机构的过度旋转。在图17中，第一凸轮型材108接触第一随动件 型材118以便防止随动件机构的过度旋转，而第三凸轮型材112驱动第三 随动件型材，从而倒转方向。在图18中，第一凸轮型材108接触第一随 动件型材以便防止随动件机构116的过度旋转，而第四凸轮型材114驱动 第四随动件型材124。该过程在图15处重复。
凸轮型材108、110、112、114导致随动件机构116的角位移、速 度以及加速度遵循正弦波模式。该运动可以被描述为：
角位移：x骨钻＝σsin(nωt)；其中n等于每电动机旋转的完整振荡次 数，对于所描述的实施例，n是2。σ等于完整振荡范围(45度或π/4弧度) 的一半。
角速度：v骨钻＝nωσcos(nωt)。
峰值角速度：v骨钻(峰值)＝nωσ。
角加速度：a骨钻＝-(nω)2σsin(nωt)。
峰值角加速度：a骨钻(峰值)＝(nω)2σ。
峰值角跃度：j骨钻(峰值)＝(nω)3σ。
图19示出了这些关系。在15,000rpm下，电动机102每0.004秒 完成一转。位移曲线x表明，随动件机构116在电动机一转过程中完成两 个完整振荡。随动件机构116每次振荡还行进正或负0.79弧度(正或负45 度)(总行程九十度)。速度曲线v表明，峰值角速度是(VP＝2,467弧度/ 秒＝23,562rpm)，该峰值角速度高于先实施例。当正从正被切割的物质切 除最大量的物质时，在振荡的中间出现峰值角速度。随动件机构116的运 动是平稳的，在方向、速度或加速度上没有突然或陡然变化。尽管用关于 正弦和余弦的公式来描述当前设计的运动，但该设计可以用以下方式来改 变：使得随动件机构116的运动遵循类似样子的谐波曲线，这些谐波曲线 是用关于正弦和余弦的公式难以方便描述的。
曲线a表明，主轴的一个峰值角加速度在每分钟三万振荡下小于 八百万弧度每平方秒。通过分析加速度的变化率，可以确定跃度为在每分 钟三万振荡下小于两百五十亿弧度每立方秒。
由于凸轮机构106被直接附接到电动机102上，凸轮机构106上 的扭矩等于电动机102的扭矩。这个扭矩可以被表示为作用于离凸轮机构 106的中心的一个垂直距离处处的一个力。以下分析没有考虑低效率事件 (诸如摩擦、空气阻力和其他损耗)，这些低效率事件将妨碍扭矩从电动 机102传输到主轴126。然而，只要有可能，就已经采取步骤来减小此类 损耗，诸如使用多个轴承来减小摩擦。
Tm＝FcLccos(Ac)；其中Fc等于凸轮机构106作用于一个凸轮随动件 108、110、112、114上的力。Lc等于凸轮接触点距离中心的一个长度。Ac等于凸轮型材的一个推角，该推角是从接触点到中心正交的一个角。
在随动件机构116的情况下，随动件机构116上的扭矩等于由主 轴126驱动的骨钻或切割工具上的扭矩，并且可以被表示为：
T骨钻＝FfLfcos(Af)；其中Ff等于随动件作用于凸轮上的一个力； Lf等于随动件触点到中心的一个长度；并且Af等于随动件型材的推角，该 推角是从接触点到中心正交的一个角。
在一种稳态情形下，诸如在主轴126变得不能动的情况下，出现 可以被传输到主轴126的最大量的扭矩。在这种情形下，作用于凸轮机构 106与随动件机构116之间的力是相等且相反的，并且是在一条线上，该 线垂直于与接触点正切的一条线：
Fc＝Ff。
将以上等式组合起来，主轴126或切割工具骨钻上的扭矩可以被 表示为：
因此，对于这个实施例，扭矩比可以被表示为：
X T = L f cos ( A f ) L c cos ( A c ) . ]]>
当随动件机构116接近其行程结束时，随动件机构116的速度与 凸轮机构的速度相比是低的。由于为了使随动件机构116移动一个相当小 的角度，凸轮机构106必须移动一个相当大的角度，因此这关于扭矩具有 一个“机械优势”。换言之，仅当最需要扭矩时，即当随动件机构116正最 慢地移动并且最可能变得不能动时，凸轮机构106能够将多得多的扭矩传 递到随动件机构116上。如公式所表明，扭矩比在“Lf cos(Af)”的长度增 大并且“Lc cos(Ac)”的长度减小时增大。
该扭矩比还可以通过取速度比的倒数来计算。主轴126或输出骨 钻的角速度可以关于θ(已知θ＝ωt)被再写：
v骨钻＝=nωσcos(nωt)变成v骨钻＝nωσcos(nθ)。
然后速度比是：
作为速度比的倒数的扭矩比，变成：
X T = 1 X V = 1 nσ cos ( nθ ) . ]]>
由于扭矩比的这个公式不同于早先的公式，存在两个用于计算扭 矩比的公式。第一公式要求在凸轮上在所希望的位置处进行Lf、Lc、Af和 Ac的测量，因为这些值都沿凸轮型材发生变化。然而，可以针对所有θ值 计算第二公式。在图20中绘出这两种方法，图20示出了这两个公式之间 的一致性。
施加至主轴126上的最小扭矩等于电动机扭矩的0.64倍(或百分 之六十四)。当主轴的速度最大时，在该主轴行程的中点处出现这个最小 扭矩。当主轴速度接近零时，扭矩在主轴行程结束时以指数方式增大。与 在相同电动机速度下每电动机旋转仅振荡一次相比，每电动机旋转振荡两 次导致峰值速度增大，但导致最小扭矩比减小。
图21和图22示出了工具组件30，该工具组件具有可互换地附接 到壳体上的另一个壳体前部130。壳体前部130包括一个输出驱动头132， 该驱动头用于将椎弓根螺钉134驱动到一个脊柱中，如图22中所示。一 个孔口136可以延伸穿过壳体前部130以用于接收一个线导件138，该线 导件可以用于螺钉134的对准。图23示出了具有一个传动装置140，该传 动装置具有用于与由壳体32中的电动机52驱动的一个连接构造相接合的 一个第一连接构造142。连接构造142驱动一个蜗轮144，该蜗轮驱动一 个减速齿轮146，并且因此驱动驱动头132。
图24针对不同的电动机速度提供图3和图14的传动装置的不同 示例性值，以便示出这些传动装置的多功能性。
尽管上文描述了不同实施例，但这并不意图这些实施例描述本发 明的所有可能形式。而是，在本说明书中所用的语言是描述而非限制的语 言，并且应理解的是可以在不背离本发明的精神和范围的情况下做出不同 的改变。另外，不同实现实施例的特征可以被组合以形成本发明的另外的 实施例。