CN111609111A

CN111609111A - 叠加式变速器

Info

Publication number: CN111609111A
Application number: CN202010116144.9A
Authority: CN
Inventors: M.佩希
Original assignee: Robert Bosch GmbH
Current assignee: Robert Bosch GmbH
Priority date: 2019-02-26
Filing date: 2020-02-25
Publication date: 2020-09-01
Also published as: DE102019202562A1; DE102019202562B4; KR20200104242A; EP3702645A1

Abstract

本发明涉及一种用于特别是移动的破碎装置的叠加式变速器，带有：机械的功率分支，所述机械的功率分支带有能与驱动机联接的变速器输入端、能与破碎装置联接的变速器输出端和第一行星齿轮传动级，变速器输入端通过所述第一行星齿轮传动级与变速器输出端处于传动的转动连接或至少能带到这种传动的转动连接；和静液压的功率分支，带有至少一个第一液压机，所述第一液压机的第一驱动轴与第一行星齿轮传动级的第一空心轮处于间接或直接的嵌接。

Description

叠加式变速器

技术领域

本发明涉及一种按照权利要求1的前序部分所述的叠加式变速器。

背景技术

在特别是移动的破碎机中，连续地将有待粉碎的大量回收物或大量堆肥料输送给机器空间并且被粉碎辊“破碎”。辊例如被柴油马达通过一个多级的行星齿轮传动机构驱动。后者减小柴油马达的转速并且放大转矩。行星齿轮传动机构在此具有恒定的传动比。因此在恒定地转动的柴马达中，粉碎辊以相同的速度和转动方向运动。

在此的缺点是，例如在物品卡住时出现了柴油马达的过载或者要为消除卡住所需的转动方向变换设置机械昂贵的离合器和变速器级。

尤其为了使转速能灵活地与有待粉碎的材料的需求相匹配，文献DE 20 2011 103675 U1建议，使用一种行星齿轮传动机构，其有无级传动的可能性。无级传动通过附加的静液压的功率分支实现。在此，第一行星齿轮传动级的空心轮通过外制齿部由静液压的功率分支的液压马达驱动。液压马达由液压泵供以压力介质，液压泵由柴油马达驱动。

虽然可以通过无级传动对抗所述缺点，但整个传动机构在径向构造得大。由此传动机构所需的结构空间在径向上大。

这个解决方案的具体的技术实践方案由多普施塔特（Doppstadt）公司的移动的破碎机INVENTHOR TYPE 9表明。在此，缺点还在于，为了由柴油马达驱动液压泵，在轴向设置附加的泵分电器传动机构，该泵分电器传动机构需要附加的结构空间和保养耗费。

发明内容

与此对应，本发明的任务是，创造一种特别是用于破碎装置的叠加式变速器，该叠加式变速器在灵活性和耐用度保持不变的情况下需要较小的总结构空间。

该任务通过一种带有权利要求1的特征的叠加式变速器解决。本发明的有利的扩展设计方案在从属权利要求中说明。

用于一种特别是移动的破碎装置的叠加式变速器，具有机械的功率分支，该机械的功率分支带有能与驱动机耦合的变速器输入端、特别是变速器输入轴。此外，该叠加式变速器还具有能与破碎装置耦合的变速器输出端、特别是变速器输出轴。两者，即输入端和输出端，均至少通过第一行星齿轮传动级处于传动的转动连接或至少能由此带到转动连接。附加的行星齿轮传动级能够加强传动、特别是加强减速。此外，叠加式变速器还具有静液压的功率分支，该静液压的功率分支带有至少一个第一液压机，该第一液压机尤其设计成液压马达，该第一液压机的第一驱动轴与第一行星齿轮传动级的第一空心轮处于间接或直接的嵌接。按照本发明，第一驱动轴的转动轴线布置在第一空心轮的直径内。这尤其通过第一液压机在径向相对第一空心轮的布置实现。

若与按现有技术（在现有技术中，空心轮的外制齿部通过另一个经外制齿的中间轮与第一液压机的第一驱动轴的小齿轮的外制齿部嵌接或啮合，并且因此导致了沿径向方向的大的结构空间需求）的解决方案比较，按照本发明沿这个方向的结构空间需求减小。

此外，在一种扩展设计方案中，第一液压机的壳体至少部分布置在第一空心轮的直径内。由此使沿径向方向的结构空间增益相比传统的解决方案（在传统的解决方案中，第一液压机径向在外地侧向扩建）还要更大。

在一种优选的扩展设计方案中设有多个、特别是两个或三个这种第一液压机，所述第一液压机的第一驱动轴与第一行星齿轮传动级的第一空心轮间接或直接地嵌接。以这种方式可以使第一空心轮关于由嵌接引起的横向力对称地受负荷，这实现了第一空心轮的简化的、较为不昂贵的并且较为利于成本的支承。

第一液压机的第一驱动轴的所有的转动轴线优选布置在第一空心轮的直径内，由此全面地达到了已经提到的径向的结构空间减小的优点。

在一种优选的扩展设计方案中，转动轴线或嵌接结构沿着第一空心轮的圆周均匀分布布置。在两个第一液压机中，其尤其相对地布置并且在三个第一液压机中，其尤其间隔120°的圆周角布置。这导致了第一空心轮的特别均匀的和必要时对称的横向力负荷，并伴随已经提到的简化了支承的优点。

在一种优选的扩展设计方案中，至少一个第一驱动轴或多个第一驱动轴在第一空心轮的内圆周上与这个第一空心轮处于间接或直接的嵌接。

在一种优选的扩展设计方案中，至少一个或多个嵌接结构由特别是分别抗扭地与驱动轴连接的小齿轮的驱动轴侧的外制齿部和第一空心轮的内制齿部形成。

在一种优选的扩展设计方案中，第二液压机、特别是液压泵，在叠加式变速器的特别是闭合的液压回路中能与或与至少一个第一液压机、特别是与所有第一液压机流体连接。

在一种扩展设计方案中，尤其在开放的液压回路中设有第三液压机、优选液压泵以用于向其它液压设备供应压力介质。

第三液压机的第三驱动轴尤其与第二液压机的第二驱动轴同轴地连接，倘若第三液压机具有直通驱动器（Durchtrieb）。作为直通驱动器的备选，第三液压机如针对第二液压机所说明的并且在下文中还要说明那样地与所述叠加式驱动器联接/固定在所述叠加式变速器上。

第二和第三驱动轴优选关于叠加式变速器的纵轴线错开了180°、尤其是相对地布置。它们分别与直线制齿的小齿轮连接，其中，小齿轮嵌接到变速器输入轴的相同的正齿轮中。

第二液压机的第二驱动轴在在一种优选的扩展设计方案中与变速器输入端处于转动连接或至少能带到转动连接中。以这种方式可以由相同的驱动机驱动第二液压机以及机械的功率分支、特别是第一行星齿轮传动级。

在一种变型方案中，第二驱动轴与变速器输入端间接嵌接。针对此的一种装置技术上简单的解决方案是，第二驱动轴和变速器输入轴具有特别是直线制齿的小齿轮，它们彼此嵌接。在一种装置技术上较为昂贵的解决方案中，第二驱动轴经由泵分电器传动机构与变速器输入轴嵌接。

在一种优选的扩展设计方案中，第二液压机的转动轴线与变速器输入端的转动轴线特别是平行地相间隔并且布置在第一空心轮的直径内。

在一种优选的扩展设计方案中，第二液压机设计成有能调整的排挤容积。带有能枢转的斜盘的斜盘式轴向柱塞机的设计方案尤为适合。可以选择不同与此的其它结构形式。

在一种优选的扩展设计方案中，所述液压机中的至少一个液压机具有能调整的排挤容积。以这种方式能灵活地改变由所述一个或多个第一液压机传递给第一空心轮的转速和/或转矩。

在一种优选的扩展设计方案中，液压机中的至少一个液压机、特别是地第二液压机在它的排挤容积方面是能调整的和可逆的，因而通过超过零值地调整相关的排挤容积在变速器输入端的并且因此特别是驱动机的转动方向保持不变的情况下，可以促成在液压回路中的流动反转并且因此促成所述一个第一驱动轴或多个第一驱动轴的转动方向反转。以这种方式可以在没有复杂的开关装置和离合装置的情况下使破碎装置的辊朝相反的方向转动并且解除卡住或缠住。为此特别适合的是可逆地设计的第二液压机，特别是当多个第一液压机在第一空心轮上嵌接时。

作为对此的备选或者补充，能以如下方式实现流动反转，即，设置换向阀、特别是4/2换向阀来控制闭合的液压回路。然后液压机、特备时第二液压机，甚至可以设计成有恒定的排挤容积和恒定的转动方向，并且在第二液压机的转动方向保持不变时，通过压力接头的变换的布线的流动反转能够经由换向阀完成。

在带有多个第一液压机的一种扩展设计方案中，第一液压机的排挤容积是恒定的。恒定机械有利地具有高效率。

在假设驱动机的并且因此也还有第二液压机的转速保持不变时，这种扩展技术方案在装置技术上简单高效，但在转速和转矩上也较为不灵活。

因此第一液压机中的至少一个第一液压机或者所述至少一个第一液压机备选或补充性地可以因此例如具有能调整的排挤容积。

在一种优选的扩展设计方案中，第一液压机与是否是能调整的或恒定地无关地具有至少类同的最大的排挤容积、特别是相同的最大的排挤容积。

取代有仅一个大型液压机地有多个小型第一液压机的设计方案，带来了更高的效率并且可以在第一液压机中的一个故障时基于冗余而继续确保运行。

在一种优选的扩展设计方案中，叠加式变速器具有壳体，壳体内布置着至少机械的功率分支。

叠加式变速器优选具有壳体，壳体带有在端侧的壳体区段，在该壳体区段上在端侧法兰连接着或固定着所述液压机中的至少一个液压机。这种固定方式提供了用于减小径向要求的结构空间的简单的可能性。

若在所述壳体区段中还布置着变速器输入轴与第二驱动轴的和/或第一驱动轴与第一空心轮的啮合的转动连接和/或泵分电器传动机构，那么由于与叠加式变速器的机械的功率分支的共同的油预算，由此产生了更小的保养耗费。

在一种扩展设计方案中，尤其在所述壳体区段内设置有用于将所述至少一个第一驱动轴或所述第一驱动轴与第一空心轮传动地转动连接起来的传动机构。

在一种扩展设计方案中，通过所述传动机构使所述至少一个第一驱动轴这样远地径向在内地布置，使得所述至少一个液压机的壳体也在径向布置在直径内或至少大部分在径向布置在直径内。

附图中示出了破碎机或破碎装置的按本发明的叠加式变速器的一个实施例。现在借助附图图示详细阐释本发明。

附图说明

图中：

图1在立体视图中示出了按照第一个实施例的按本发明的叠加式变速器，带有行星齿轮传动机构、液压泵和液压马达；

图2在按照图1的剖平面A的纵剖面中示出了按图1的叠加式变速器；

图3在按照图1的剖平面B的纵剖面中示出了按照图1和2的叠加式变速器；

图4是按之前的附图的叠加式变速器的变速器示意图；

图5是按之前的附图的叠加式变速器的液压的功率分支的液压的线路图；

图6是在快速运行中按之前的附图的叠加式变速器的功率流；

图7是在直接运行中的按照之前的附图的叠加式变速器的功率流；

图8是在慢速运行中按照之前的附图的叠加式变速器的功率流；

图9是在自由转动中按照之前的附图的叠加式变速器的功率流；

图10是在倒车运行中按照之前的附图的叠加变速器的功率流；

图11是按照之前的附图的叠加式变速器的转速-传动比图表。

具体实施方式

图1示出了用于破碎机的叠加式变速器1的实施例的立体视图。该叠加式变速器用于将力从驱动机（未示出）传递到一个或多个破碎辊（同样未示出）。该叠加式变速器具有两个功率分支，即形式为静液压的传动机构2的液压的功率分支和形式为行星齿轮传动机构4的机械的功率分支。后者具有基本上分级圆柱形的壳体6。叠加式变速器1在壳体6的端侧上具有变速器输入端8和对置的变速器输出端10。变速器输入端8设计成内制齿的中空轴并且变速器输出端10设计成带环形法兰的中空轴。在变速器输入端8方面，在壳体6上设有盘形的壳体区段12，静液压的传动机构2的组件通过所述壳体区段固定在壳体6上。固定在此通过螺旋连接完成。

静液压的传动机构2具有两个特别是设计成液压马达的第一液压机14、16，其中，第一液压机14设计有恒定不变的排挤容积，并且另一个第一液压机16设计有能调整的排挤容积。第一液压机14、16设置成斜轴式轴向柱塞机并且具有相同的最大的排挤容积。它们参照壳体6的、变速器输入端8和变速器输入端10的纵轴线3正相对地布置在壳体区段12上。此外，静液压的传动机构2具有第二液压机18，该第二液压机为了向第一液压机14、16供应压力介质而设计成能作为液压泵运行。该液压泵的排挤容积是能调整的，其中，这在所示实施例中通过设计成带有能枢转的斜盘的斜盘式轴向柱塞机实现。

同样圆柱形的壳体区段12是泵分电器传动机构的壳体，该壳体布置在行星齿轮传动机构的壳体6的轴向的延长部中，并且通过该壳体使第二液压机的驱动轴与变速器输入端8处于转动连接。

两个第一液压机14、16与第二液压机18在闭合的液压回路中流体平行地连接。在第二液压机18中，在此通过一个或多个限压阀实现液压回路的压力保护。

图4示出了叠加式变速器1的示意性的结构。示出了已经提到的驱动机19，但该驱动机没有强制性地属于叠加式变速器1范畴。变速器输入端8如之前所述那样设计成变速器输入轴并且变速器输出端10如之前所述那样设计成变速器输出轴。行星齿轮传动机构4与纵轴线3旋转对称地在其间延伸。这个行星齿轮传动机构具有：第一级20，第一级带有第一太阳轮22，第一太阳轮抗扭地与变速器输入端8连接；第一行星齿轮24，该第一行星齿轮径向在内与第一太阳轮22嵌接并且径向在外与第一空心轮26嵌接。此外，行星齿轮传动机构4具有第二级38和第三级40。第二级38具有第二太阳轮28，第一行星齿轮24在圆周上均匀分布地并且分别能转动地与该第二太阳轮连接。第二行星齿轮30与第二太阳轮28嵌接，第二行星齿轮径向在外与固定不动的第二空心轮32的内制齿部嵌接。第二行星齿轮30在圆周均匀分布地并且分别能转动地与第三级40的第三太阳轮34连接。第三太阳轮34与第三行星齿轮36嵌接，第三行星齿轮径向在外地又在固定不动的第二空心轮32上滚动/嵌接。第三行星齿轮36又在圆周上均匀分布地并且分别能转动地与变速器输出端10连接。

此外，图4示出了带有恒定不变的排挤容积的第一液压机14、带有能调整的排挤容积的另一个第一液压机16和同样带有能调整的排挤容积的第二液压机18。第三液压机23设置用于为在开放的液压回路中的其它液压设备供应压力介质。没有示出的是液压机14、16、18、23围绕纵轴线3的圆周分布。在此，相应对14、16或18、23的液压机彼此相对地布置在“三点钟”和“九点钟”或者“十二点钟”和“十八点钟”上。第一液压机14、16通过它们的相应的第一驱动轴42和抗扭地布置在其上的第一小齿轮44与第一空心轮26的内制齿部嵌接。第二或第三液压机18、23分别通过它们的第二或第三驱动轴46和抗扭地布置在其上的小齿轮48与变速器输入端8的正齿轮50抗扭地嵌接。

图5示出了第一液压机14、16通过第二液压机18在闭合的液压回路中和液压平行的线路中的液压的压力介质供应。为此，第二液压机18通过分支的第一工作管路52连接到两个第一液压机14、16上。第二液压机18的另一个工作接头则通过同样分支的第二工作管路54连接到两个第一液压机14、16上。

补充性地示出了有恒定的转动方向和不可逆的排挤容积的备选的第二液压机18´。为了反转第一液压机14、16的压力介质体积流并且因此反转转动方向，设置4/2换向开关阀21，第二液压机18´通过该4/2换向开关阀变换方向地能与工作管路52、54处于压力介质连接。

图2示出了如在图1中通过平面A-A限定那样的叠加式变速器1的剖面A-A。图3示出了按照平面B-B的剖面。设计成柴油马达的驱动机（参看图4的附图标记19）通过变速器输入轴8以恒定的驱动转速驱动叠加式变速器1。这个变速器输入轴在所示实施例中通过圆锥滚子轴承56在壳体区段12中以X形布置以能围绕纵轴线3转动的方式支承。若将驱动机与变速器输入轴8连接起来的轴应当已经被支承，那么备选能使用其它的滚动轴承类型。轴承壳体58通过圆柱螺钉60与壳体区段12连接，因而可以通过一个磨损到一定程度的、处在轴承壳体58和圆锥滚子轴承56的外圈之间的圆盘达到了圆锥滚子轴承56的期望的预紧。通过这种支承可以由圆锥滚子轴承56良好地吸收从外部作用到叠加式变速器1上的例如来自铰接轴、离合器或飞轮质量的冲击和不平衡。变速器输入轴8通过径向轴密封圈62相对周围环境密封。变速器输入轴8通过齿轴连接结构与行星齿轮传动机构4的第一传动级20的太阳轮22形状配合地连接。处在变速器输入轴8上的、直线制齿的正齿轮50与第二液压机18的第二驱动轴46的小齿轮48嵌接。第二驱动轴46通过两个径向推力球轴承64浮动地、能围绕其转动轴线45转动地支承在壳体区段12中。转动轴线45在此布置在第一空心轮26的直径D内，由此使叠加式变速器1相比现有技术在径向建造得较窄。由此用恒定的转速驱动能调整的第二液压机18。

第二液压机为两个第一液压机14、16提供所需的压力介质体积流。所述两个第一液压机分别具有第一驱动轴42，第一驱动轴活动地并且能围绕其转动轴线41转动地支承在壳体区段12内。转动轴线41也布置在直径D内，因此叠加式变速器1如上文所述那样按照本发明在径向构造得窄。第一驱动轴42在此分别通过作为固定轴承的径向推力球轴承66和作为浮动轴承的圆柱滚子轴承68支承。通过棱键使小齿轮44形状配合地与第一驱动轴42连接。两个分别直线制齿的小齿轮44的外制齿部在此与第一空心轮26的直线制齿的内制齿部啮合并且驱动这个第一空心轮。第一空心轮26通过圆柱螺钉72与空心轮法兰74连接。空心轮法兰在径向通过两个径向推力球轴承76能转动地支撑在轴承壳体58上。用于与行星齿轮传动机构4的第一传动级20的第一行星齿轮24嵌接的内制齿部也集成在第一空心轮26中。因此可以直接由第一液压机14、16控制和改变行星齿轮传动机构4的第一传动级20的转速和转动方向。通过所述转速的变化，在变速器输入轴8的恒定的转速n₈下，整个传动比i并且因此叠加式变速器1的输出转速n₁₀发生改变。

变速器输入轴的和第二驱动轴的齿轮可以备选设计成单独的构件。取代棱键的是，也可以选择其它形式的轴键连接，例如齿轮轴连接。小齿轮和第一驱动器可以备选一体地设计成小齿轮轴。

取代通过圆柱螺钉的所述的法兰连接的是，可以备选设置其它形式的轴键连接，例如齿轮轴连接，以便将转矩从第一空心轮传递到空心轮法兰上。第一空心轮和空心轮法兰可以备选一体式设计或设计成由一个部分构成。取代X形布置的圆锥滚子轴承的是可以设置O形布置。此外，斜式球轴承能取代X形布置或O形布置的圆锥滚子轴承。取代多个径向推力球轴承的是可以设置至少一个大型的径向推力球轴承，其布置在第一空心轮和壳体区段之间。在这种情况下，尤其可以取消空心轮法兰以及圆柱螺钉。原则上可以用其它滚动轴承类型替代叠加式变速器中的所有滚动轴承。理想情况下，所有的第一液压机应当具有相同的或至少相似的排量或排挤容积。

下文中借助图6至10说明叠加式变速器1的不同的运行状态，这些运行状态阐明了叠加式变速器的灵活性。为了简化示出，没有示出带有恒定的排挤容积的第一液压机14以及第三液压机23。仅示出了第一液压机16和第二液压机18。对所有图6至10适用的是，粗箭头分别象征性表示功率流的局部的方向并且细箭头分别象征性表示局部的转动方向。随着粗箭头的阴影越来越重，局部的功率流渐增。此外还提到了变速器输入轴8的转速n₈和变速器输出轴10的转速n₁₀。

在按图6的快速运行中，也和在所述实施例中和在所有其它运行方式中一样的是，驱动机或柴油马达的转速n₈ = 恒定。在快速运行中，视第一液压机16的转速而定，获得了能无级地调整的传动比i = n₈/n₁₀ = 45至107。在第一行星齿轮传动级20上在此进行功率加和。存在良好的效率。

图7示出了直接驱动，在直接驱动中，液压机14、16、18的体积流为零。因此纯机械地完成功率流。在此存在最优的效率。变速器的传动比在此为i = 107。

在按图8的慢速运行中，可以通过反转液压机14、16、18的体积流实现从第一空心轮26经由第一液压机14、16和第二液压机18返回到变速器输入轴8的无功功率流。因此变速器输出轴10的转速n₁₀从所述值下降至0/分。传动比可以视第一液压机14、16的转速n_HM而定无级地从i = 107调整至理论上无穷大。

在按图9的特殊运行方式自由转动中，这样在慢速运行中调整排挤容积，使得第一行星齿轮传动级20的第一行星齿轮24保持位置固定。因此仅进行所述的无功功率流，以及变速器输出轴10静止并且具有转速n₁₀ = 0/分。传动比理论上为 i = 无穷大。

按图10的倒车运行作为慢速运行中的特殊运行方式在第一液压机14、16的极高的转速n_HM下产生。这导致，变速器输出轴10的转动方向反转。得出了i = -360至理论上无穷大的传动比。在此也存在无功功率流，但方向相反。

图11根据变速器输出轴10的转速n₁₀示出了传动比i = n₈/n₁₀和液压马达的、这就是说第一液压机14、16的转速n_HM。因此限定了下列运行范围：在驱动机19的恒定的转速n₈下的一种无级的变速器，驱动机导致了沿两个转动方向的可变的转速值n₁₀；针对在直接运行中的最优效率的纯机械的功率传输；以及在驱动机19的驱动转速同时恒定时，伴随变速器输出轴停止，即n₁₀ = 0的封锁保护以防止过载（自由转动）。

公开了一种特别是用于破碎机的叠加式变速器，带有机械的功率分支和液压的功率分支。在此，液压的功率分支的能作为液压马达运行的液压机的外制齿的驱动轴或与该驱动轴连接的小齿轮与机械的功率分支的行星齿轮传动级的空心轮的内制齿部嵌接。

Claims

1.用于特别是移动的破碎装置（1）的叠加式变速器，带有：机械的功率分支，所述机械的功率分支带有能与驱动机（19）联接的变速器输入端（8）、能与破碎装置联接的变速器输出端（10）和第一行星齿轮传动级（20），变速器输入端（8）通过所述第一行星齿轮传动级与变速器输出端（10）处于传动的转动连接或至少能带到所述传动的转动连接；和静液压的功率分支（2），带有至少一个第一液压机（14、16），所述第一液压机的第一驱动轴（42）与第一行星齿轮传动级（20）的第一空心轮（26）处于间接或直接的嵌接，其特征在于，第一驱动轴（42）的转动轴线（41）布置在第一空心轮（26）的直径（D）内。

2.按照权利要求1所述的叠加式变速器，带有多个、特别是两个这种第一液压机（14、16），其第一驱动轴（42）与所述第一空心轮（26）处于间接的或直接的嵌接。

3.按照权利要求2所述的叠加式变速器，其中，所述转动轴线（41）和/或嵌接结构沿着所述第一空心轮（26）的圆周均匀分布地布置。

4.按照前述权利要求中任一项所述的叠加式变速器，其中，所述至少一个第一驱动轴（42）在所述第一空心轮（26）的内圆周上与所述第一空心轮处于间接的或直接的嵌接。

5.按照前述权利要求中任一项所述的叠加式变速器，其中，所述嵌接结构由驱动轴侧的外制齿部和所述第一空心轮（26）的内制齿部形成。

6.按照前述权利要求中任一项所述的叠加式变速器，带有能与或与所述至少一个第一液压机（14、16）在液压回路中流体连接的第二液压机（18、18´）。

7.按照权利要求6所述的叠加式变速器，其中，所述第二液压机（18）的第二驱动轴（46）与所述变速器输入端（8）处于转动连接或至少能带到转动连接，其中，所述第二驱动轴（46）的转动轴线（45）与所述变速器输入端（8）的转动轴线（3）间隔并且布置在所述第一空心轮（26）的直径（D）内。

8.按照权利要求7所述的叠加式变速器，其中，所述第二驱动轴（46）与所述变速器输入端（8）处于间接或直接的嵌接。

9.按照前述权利要求中任一项所述的叠加式变速器，其中，所述液压机（16、18、18´）中的至少一个液压机具有能调整的排挤容积。

10.按照前述权利要求中任一项所述的叠加式变速器，其中，所述液压机（18）中的至少一个液压机具有可逆的排挤容积，和/或其中，设置有用于反转流动方向的2-换向阀（21）。