阅读说明：本技术 一种带双离合变速的液压机械传动装置及其控制方法 (Hydraulic mechanical transmission device with double-clutch speed change and control method thereof ) 是由 朱镇 蔡英凤 陈龙 夏长高 田翔 汪佳佳 曾发林 孙晓东 施德华 徐兴 于 2020-02-19 设计创作，主要内容包括：本发明公开了一种带双离合变速的液压机械传动装置及其控制方法,包括输入机构、泵控马达机构、奇数档传动机构、偶数档传动机构、输出机构和中间轴,所述输入机构与相互并联的奇数档传动机构和偶数档传动机构连接,同时与泵控马达机构输入端连接；所述泵控马达机构的输出端通过中间轴与相互并联的奇数档传动机构和偶数档传动机构连接,同时与输出机构连接；通过控制离合器和制动器的组合切换,实现输入机构和输出机构之间的液压传动、机液传动和机械传动的传动模式之间的切换。有益效果：本发明能够满足多工况作业要求和能量管理目标；减轻车辆换挡时的冲击,实现多段高效无级变速；提高了传动装置的能量利用率；优化变速传动系统换挡品质。(The invention discloses a hydraulic mechanical transmission device with double clutch speed change and a control method thereof, wherein the hydraulic mechanical transmission device comprises an input mechanism, a pump control motor mechanism, an odd-numbered gear transmission mechanism, an even-numbered gear transmission mechanism, an output mechanism and a middle shaft, wherein the input mechanism is connected with the odd-numbered gear transmission mechanism and the even-numbered gear transmission mechanism which are mutually connected in parallel and is simultaneously connected with the input end of the pump control motor mechanism; the output end of the pump control motor mechanism is connected with an odd-numbered gear transmission mechanism and an even-numbered gear transmission mechanism which are connected in parallel through an intermediate shaft, and is simultaneously connected with an output mechanism; the switching between the transmission modes of hydraulic transmission, mechanical-hydraulic transmission and mechanical transmission between the input mechanism and the output mechanism is realized by controlling the combined switching of the clutch and the brake. Has the advantages that: the invention can meet the requirement of multi-working condition operation and the energy management target; the impact of the vehicle during gear shifting is reduced, and multi-section efficient stepless speed change is realized; the energy utilization rate of the transmission device is improved; and optimizing the gear shifting quality of the variable speed transmission system.)

一种带双离合变速的液压机械传动装置及其控制方法

技术领域

本发明涉及传动装置及其控制方法，特别涉及一种带双离合变速的液压机械传动装置及其控制方法，属于车辆传动技术领域。

背景技术

采用双离合变速传动装置的优势在于联合控制奇数档和偶数档档位切换执行机构的换挡时序，减轻车辆换挡时的冲击。虽然双离合变速传动装置传动效率高，但难以实现真正意义上的无动力换挡，对于复杂的作业工况较难完全适应。双离合器动力传动装置归根到底属于机械传动形式，其与液压传动相结合形成的机液复合传动装置能够实现高效无级变速。液压传动效率较低，但具有低速大转矩的工作特性。设计一款采用液压传动模式用于起步工况，机液传动模式用于作业工况，机械传动模式用于运输工况的液压机械传动装置具有理论意义和实用价值。

工程车辆的发动机不仅给行走系统提供动力，还需给动力输出系统提供动力，而且后者需要的动力往往更大。是否分配给动力输出系统动力，分配给动力输出系统多少动力，如何保证动力分配系统的安全，成为此类工程车辆功率分配的难点，也是当前研究的热点。

现有液压机械传动装置未能兼具双离合变速和机液复合传动的双重功能，并且未能妥善处理传动装置中行走系统和动力输出系统的功率匹配问题。

发明内容

发明目的：针对现有技术中存在不足，本发明提供了一种带双离合变速的液压机械传动装置及其控制方法，本发明通过切换离合器组件和制动器组件，实现液压传动、机液复合传动和双离合变速传动三种传动方式多个档位的切换。通过传动装置结构设计和功率分配相结合，合理分配给行走系统和动力输出系统的发动机动力，提高了传动装置的能量利用率。

技术方案：一种带双离合变速的液压机械传动装置，包括输入机构、泵控马达机构、奇数档传动机构、偶数档传动机构、输出机构和中间轴，所述输入机构与相互并联的奇数档传动机构和偶数档传动机构连接，同时与泵控马达机构输入端连接；所述泵控马达机构的输出端通过中间轴与相互并联的奇数档传动机构和偶数档传动机构连接，同时与输出机构连接；所述输入机构与泵控马达机构输入端之间设有离合器L₀，所述泵控马达机构输出端与中间轴之间设有离合器L₁和行走马达输出制动器B₁，所述中间轴与输出机构之间设有离合器L₂；

所述奇数档传动机构包括奇数档行星齿轮传动组件、奇数档离合器L₃和奇数档换挡组件，所述奇数档行星齿轮传动组件包括奇数档行星齿轮太阳轮、奇数档行星齿轮行星架和奇数档行星齿轮齿圈，所述奇数档行星齿轮传动组件通过奇数档行星齿轮太阳轮与中间轴连接，所述奇数档行星齿轮传动组件通过奇数档行星齿轮齿圈与输入机构连接，所述奇数档行星齿轮行星架通过奇数档离合器L₃与奇数档换挡组件连接，所述奇数档换挡组件与输出机构连接；所述奇数档换挡组件各档位与奇数档离合器L₃之间分别设有档位离合器；

所述偶数档传动机构包括偶数档行星齿轮传动组件、偶数档离合器L₇和偶数档换挡组件，所述偶数档行星齿轮传动组件包括偶数档行星齿轮太阳轮、偶数档行星齿轮行星架和偶数档行星齿轮齿圈，所述偶数档行星齿轮传动组件通过偶数档行星齿轮太阳轮与中间轴连接，所述偶数档行星齿轮传动组件通过偶数档行星齿轮行星架与输入机构连接，所述偶数档行星齿轮齿圈通过偶数档离合器L₇与偶数档换挡组件连接，所述偶数档换挡组件与输出机构连接；所述偶数档换挡组件各档位与偶数档离合器L₇之间分别设有档位离合器。

本发明通过切换离合器组件和制动器组件，实现液压传动、机液传动和机械传动的模式切换，能够满足多工况作业要求和能量管理目标。

优选项，所述泵控马达机构包括变量泵P₁、变量泵P₂、先导溢流阀V₁、溢流阀V₂、三位四通阀V₄、二位三通阀V₅、行走马达M₁和动力输出马达M₂；所述变量泵P₁的流量大于变量泵P₂的流量；所述变量泵P₁的旁通油路中设有先导溢流阀V₁，所述变量泵P₂的旁通油路中设有溢流阀V₂，所述变量泵P₂所在油路与先导溢流阀V₁的控制油路连通；所述带先导溢流阀V₁的变量泵P₁所在油路与带溢流阀V₂的变量泵P₂所在油路并联后通过三位四通阀V₄和二位三通阀V₅与行走马达M₁和动力输出马达M₂连通。

优选项，通过控制离合器和制动器的组合切换，实现输入机构(1)和输出机构(5)之间的液压传动、机液传动和机械传动的传动模式之间的切换；

液压传动：当离合器L₀、离合器L₁和离合器L₂接合，同时其它离合器和行走马达输出制动器B₁分离时，动力通过泵控马达机构和中间轴传递至输出机构；

机械传动：当离合器L₀、离合器L₁和离合器L₂分离，同时行走马达输出制动器B₁接合时，动力通过相互并联的奇数档传动机构或偶数档传动机构传递至输出机构；

机液传动：当离合器L₀和离合器L₁接合，同时离合器L₂和行走马达输出制动器B₁分离时，动力经输入机构分为两路，一路经泵控马达机构至中间轴，另一路至奇数档传动机构：通过奇数档行星齿轮传动组件汇流后经奇数档离合器L₃和奇数档换挡组件传递至输出机构；或者至偶数档传动机构：通过偶数档行星齿轮传动组件汇流后经偶数档离合器L₇和偶数档换挡组件传递至输出机构。

一种带双离合变速的液压机械传动装置的控制方法，当三位四通阀V₄处于左位并且二位三通阀V₅处于右位时，行走马达M₁单独接入油路，转向为正向；当三位四通阀V₄处于右位并且二位三通阀V₅处于右位时，行走马达M₁单独接入油路，转向为反向；当三位四通阀V₄处于左位并且二位三通阀V₅处于左位时，行走马达M₁与动力输出马达M₂串联接入油路，转向为正向；当三位四通阀V₄处于右位并且二位三通阀V₅处于左位时，行走马达M₁与动力输出马达M₂串联接入油路，转向为反向。

优选项，所述奇数档换挡组件包括相互并联的Ⅰ档换挡组件、Ⅲ档换挡组件和倒Ⅰ档换挡组件，所述Ⅰ档换挡组件包括Ⅰ档离合器L₄，Ⅲ档换挡组件包括Ⅲ档离合器L₅，倒Ⅰ档换挡组件包括倒Ⅰ档离合器L₆；所述偶数档换挡组件包括相互并联的Ⅱ档换挡组件、IV档换挡组件和倒Ⅱ档换挡组件，所述Ⅱ档换挡组件包括Ⅱ档离合器L₈，所述IV档换挡组件包括IV档离合器L₉，所述倒Ⅱ档换挡组件包括倒Ⅱ档离合器L₁₀；

当机械传动F₁(M)档或机液传动F₁(HM)档时，仅接合奇数档离合器L₃和Ⅰ档离合器L₄，动力经奇数档离合器L₃和Ⅰ档换挡组件至输出机构；

当机械传动F₂(M)档或机液传动F₂(HM)档时，仅接合偶数档离合器L₇和Ⅱ档离合器L₈，动力经偶数档离合器L₇和Ⅱ档换挡组件至输出机构；

当机械传动F₃(M)档或机液传动F₃(HM)档时，仅接合奇数档离合器L₃和Ⅲ档离合器L₅，动力经奇数档离合器L₃和Ⅲ档换挡组件至输出机构；

当机械传动F₄(M)档或机液传动F₄(HM)档时，仅接合偶数档离合器L₇和IV档离合器L₉，动力经偶数档离合器L₇和IV档换挡组件至输出机构；

当机械传动R₁(M)档或机液传动R₁(HM)档时，仅接合奇数档离合器L₃和倒Ⅰ档离合器L₆，动力经奇数档离合器L₃和倒Ⅰ档换挡组件至输出机构；

当机械传动R₂(M)档或机液传动R₂(HM)档时，仅接合偶数档离合器L₇和倒Ⅱ档离合器L₁₀，动力经偶数档离合器L₇和倒Ⅱ档换挡组件至输出机构。

优选项，所述奇数档传动机构与偶数档传动机构切换时涉及现接合的档位离合器、待接合的档位离合器、现接合的前置离合器和待接合的前置离合器；待接合的档位离合器以待接合的前置离合器接合为前提，换挡过程不考虑待接合的档位离合器与其它离合器的交互作用；通过建立L₈(2⁷)正交及极差分析表，控制各档位的切换时序，具体方法如下：

1)选择输出轴速度降，输出轴冲击度，档位切换执行机构总滑摩功，换挡时间为换挡品质评价指标；

输出轴速度降作为换挡过程输出轴转速波动的评价指标，其定义式为：

式中：Δn_o为输出轴速度降(r/min)，为输出轴稳态输出转速(r/min)，n_σmin为输出轴最低输出转速(r/min)；

输出轴冲击度是与其关系最紧密的换挡装置接合的瞬间产生的，其定义式为：

式中：j为输出轴最大冲击度(m/s³)，ω₀为输出轴瞬时角速度((rad/s)；

离合器/制动器滑摩功是滑动摩擦阶段离合器/制动器所消耗的功，表达式如下：

式中：W_L/B为离合器/制动器滑摩功(J)，T_L/B为离合器/制动器摩擦转矩(Nm)，Δω_L/B为离合器/制动器的主、从动片转动角速度差(rad/s)；

档位切换执行机构总滑摩功为换挡过程所涉及的离合器和制动器产生的滑摩功之和；

换挡时间为从换挡开始到换挡结束(达到输出轴转速的99％)所用的时间；

2)建立如表1所示的L₈(2⁷)正交试验及其极差分析表，表1中，“1”和“2”为二水平，分别代表相关换挡原件先后接合次序，“A”、“B”、“C”和“D”为四因素，分别代表待接合的前置离合器、现接合的前置离合器、现接合的档位离合器和待接合的档位离合器，“A×B”、“A×C”、“B×C”为相应交互作用因素，n为总实验次数(n＝8)，

为与该因素第i个水平有关的试验结果之和(i∈(1，2)，F∈(A，B，C，A×B，A×C，B×C，D))；

表1 L₈(2⁷)正交试验及其极差分析表

表中各表达式符号如下：

极差：

1)根据各列的R^F，确定各因子及交互作用的主次顺序；

2)根据各列的

并结合两因子搭配表，挑选出各评价指标最优水平组合；

3)确定优化方案：

式中，ξ为综合评价指标，ξ_k为单项评价指标，ξ_min/ξ_max为单项评价指标上/下限，λ_k为权重系数。

优选项，所述奇数档传动机构与偶数档传动机构切换时涉及现接合的档位离合器、待接合的档位离合器、现接合的前置离合器和待接合的前置离合器；换挡过程考虑待接合的档位离合器与其它离合器的交互作用时；通过建立L₁₆(2¹⁵)正交及极差分析表，控制各档位的切换时序，具体方法如下：

1)选择输出轴速度降，输出轴冲击度，档位切换执行机构总滑摩功，换挡时间为换挡品质评价指标；

输出轴速度降作为换挡过程输出轴转速波动的评价指标，其定义式为：

式中：Δn_o为输出轴速度降(r/min)，

为输出轴稳态输出转速(r/min)，n_omin为输出轴最低输出转速(r/min)；

输出轴冲击度是与其关系最紧密的换挡装置接合的瞬间产生的，其定义式为：

式中：j为输出轴最大冲击度(m/s³)，ω_o为输出轴瞬时角速度(rad/a)；

离合器/制动器滑摩功是滑动摩擦阶段离合器/制动器所消耗的功，表达式如下：

式中：W_L/B为离合器/制动器滑摩功(J)，T_L/B为离合器/制动器摩擦转矩(Nm)，Δω_L/B为离合器/制动器的主、从动片转动角速度差(rad/s)；

档位切换执行机构总滑摩功为换挡过程所涉及的离合器和制动器产生的滑摩功之和；

换挡时间为从换挡开始到换挡结束(达到输出轴转速的99％)所用的时间；

2)建立如表2所示的L₁₆(2¹⁵)正交试验及其极差分析表，表2中，“1”和“2”为二水平，分别代表相关换挡原件先后接合次序，“A”、“B”、“C”和“D”为四因素，分别代表待接合的前置离合器、现接合的前置离合器、现接合的档位离合器和待接合的档位离合器，“A×B”、“A×C”、“B×C”、“A×D”、“B×D”、“C×D”为相应交互作用因素，n为总实验次数(n＝16)，为与该因素第i个水平有关的试验结果之和(i∈(1，2)，F∈(A，B，C，D，A×B，A×C，B×C，A×D，B×D，C×D))；

表2 L₁₆(2¹⁵)正交试验及其极差分析表

表中各表达式符号如下：

极差：

3)根据各列的R^F，确定各因子及交互作用的主次顺序；

4)根据各列的

并结合两因子搭配表，挑选出各评价指标最优水平组合；

5)确定优化方案：

式中，ξ为综合评价指标，ξ_k为单项评价指标，ξ_min/ξ_max为单项评价指标上/下限，λ_k为权重系数。

优选项，所述奇数档传动机构与偶数档传动机构切换时涉及现接合的档位离合器、待接合的档位离合器、现接合的前置离合器和待接合的前置离合器；换挡过程考虑待接合的档位离合器与其它离合器的交互作用，同时考虑换挡原件切换时间的三个水平时；通过建立L₂₇(3¹³)正交及极差分析表，控制各档位的切换时序，具体方法如下：

1)选择输出轴速度降，输出轴冲击度，档位切换执行机构总滑摩功，换挡时间为换挡品质评价指标；

输出轴速度降作为换挡过程输出轴转速波动的评价指标，其定义式为：

式中：Δn_o为输出轴速度降(r/min)，为输出轴稳态输出转速(r/min)，n_omin为输出轴最低输出转速(r/min)；

输出轴冲击度是与其关系最紧密的换挡装置接合的瞬间产生的，其定义式为：

式中：j为输出轴最大冲击度(m/s³)，ω_o为输出轴瞬时角速度((rad/s)；

离合器/制动器滑摩功是滑动摩擦阶段离合器/制动器所消耗的功，表达式如下：

式中：W_L/B为离合器/制动器滑摩功(J)，T_L/B为离合器/制动器摩擦转矩(Nm)，Δω_L/B为离合器/制动器的主、从动片转动角速度差(rad/s)；

档位切换执行机构总滑摩功为换挡过程所涉及的离合器和制动器产生的滑摩功之和；

换挡时间为从换挡开始到换挡结束(达到输出轴转速的99％)所用的时间；

2)建立如表3所示的L₂₇(3¹³)正交试验及其极差分析表，表1中，“1”、“2”和“3”为三水平，分别代表相关换挡原件“提前”、“同时”和“延后”接合次序，“A”、“B”、“C”和“D”为四因素，分别代表待接合的前置离合器、现接合的前置离合器、现接合的档位离合器和待接合的档位离合器，“A×B”、“A×C”、“B×C”和“A×D”为相应交互作用因素，n为总实验次数(n＝27)，

为与该因素第i个水平有关的试验结果之和(i∈(1，2，3)，F∈(A，B，C，D，A×B，A×C，B×C，A×D))；

表3 L₂₇(3¹³)正交试验及其极差分析表

表中各表达式符号如下：

极差：

3)根据各列的R^F，确定各因子及交互作用的主次顺序；

4)根据各列的

并结合两因子搭配表，挑选出各评价指标最优水平组合；

5)确定优化方案：

式中，ξ为综合评价指标，ξ_k为单项评价指标，ξ_min/ξ_max为单项评价指标上/下限，λ_k为权重系数。

有益效果：本发明通过切换离合器组件和制动器组件，实现液压传动、机液传动和机械传动的模式切换，能够满足多工况作业要求和能量管理目标；液压传动通过泵控马达机构可选择性地提供低压大流量泵或高压小流量泵单独或联合驱动行走马达和动力输出马达；机械传动通过双离合机械变速机构减轻车辆换挡时的冲击，机液传动通过行星齿轮机构实现多段高效无级变速；通过传动装置结构设计和功率分配相结合，合理分配给行走系统和动力输出系统的发动机动力，提高了传动装置的能量利用率；采用三种不同的正交分析法，解决不同精度的双离合变速传动系统换挡品质优化问题。

附图说明

图1为本发明的结构原理图；

图2为本发明的工作原理示意图；

图3为本发明模式切换元件接合状态表；

图4为本发明的调速特性示意图；

图5为本发明的行走马达单独正向传动工作原理图；

图6为本发明的行走马达和动力输出马达共同正向传动工作原理图；

图7为本发明的行走马达单独反向传动工作原理图；

图8为本发明的行走马达和动力输出马达共同反向传动工作原理图。

具体实施方式

下面结合附图以及具体实施例对本发明作进一步的说明，但本发明的保护范围并不限于此。

如图1和2所示，一种带双离合变速的液压机械传动装置，包括输入机构1、泵控马达机构2、奇数档传动机构3、偶数档传动机构4、输出机构5和中间轴6，所述输入机构1与相互并联的奇数档传动机构3和偶数档传动机构4连接，同时与泵控马达机构2输入端连接；所述泵控马达机构2的输出端通过中间轴6与相互并联的奇数档传动机构3和偶数档传动机构4连接，同时与输出机构5连接；所述输入机构1与泵控马达机构2输入端之间设有离合器L₀，所述泵控马达机构2输出端与中间轴6之间设有离合器L₁和行走马达输出制动器B₁，所述中间轴6与输出机构5之间设有离合器L₂。

所述奇数档传动机构3包括奇数档行星齿轮传动组件31、奇数档离合器L₃和奇数档换挡组件32，所述奇数档行星齿轮传动组件31包括奇数档行星齿轮太阳轮311、奇数档行星齿轮行星架312和奇数档行星齿轮齿圈313，所述奇数档行星齿轮传动组件31通过奇数档行星齿轮太阳轮311与中间轴6连接，所述奇数档行星齿轮传动组件31通过奇数档行星齿轮齿圈313与输入机构1连接，所述奇数档行星齿轮行星架312通过奇数档离合器L₃与奇数档换挡组件32连接，所述奇数档换挡组件32与输出机构5连接；所述奇数档换挡组件32各档位与奇数档离合器L₃之间分别设有档位离合器。

所述奇数档换挡组件32包括相互并联的Ⅰ档换挡组件321、Ⅲ档换挡组件322和倒Ⅰ档换挡组件323，所述Ⅰ档换挡组件321包括Ⅰ档离合器L₄，Ⅲ档换挡组件322包括Ⅲ档离合器L₅，倒Ⅰ档换挡组件323包括倒Ⅰ档离合器L₆。

所述偶数档传动机构4包括偶数档行星齿轮传动组件41、偶数档离合器L₇和偶数档换挡组件42，所述偶数档行星齿轮传动组件41包括偶数档行星齿轮太阳轮411、偶数档行星齿轮行星架412和偶数档行星齿轮齿圈413，所述偶数档行星齿轮传动组件41通过偶数档行星齿轮太阳轮411与中间轴6连接，所述偶数档行星齿轮传动组件41通过偶数档行星齿轮行星架412与输入机构1连接，所述偶数档行星齿轮齿圈413通过偶数档离合器L₇与偶数档换挡组件42连接，所述偶数档换挡组件42与输出机构5连接；所述偶数档换挡组件42各档位与奇数档离合器L₇之间分别设有档位离合器。

所述偶数档换挡组件42包括相互并联的Ⅱ档换挡组件421、IV档换挡组件422和倒Ⅱ档换挡组件423，所述Ⅱ档换挡组件421包括Ⅱ档离合器L₈，所述IV档换挡组件422包括IV档离合器L₉，所述倒Ⅱ档换挡组件423包括倒Ⅱ档离合器L₁₀。

所述泵控马达机构2包括变量泵P₁21、变量泵P₂22、先导溢流阀V₁23、溢流阀V₂24、三位四通阀V₄25、二位三通阀V₅26、行走马达M₁27和动力输出马达M₂28；所述变量泵P₁21的流量大于变量泵P₂22的流量；所述变量泵P₁21的旁通油路中设有先导溢流阀V₁(23)，所述变量泵P₂22的旁通油路中设有溢流阀V₂24，所述变量泵P₂22所在油路与先导溢流阀V₁23的控制油路连通；所述带先导溢流阀V₁23的变量泵P₁21所在油路与带溢流阀V₂24的变量泵P₂22所在油路并联后通过三位四通阀V₄25和二位三通阀V₅26与行走马达M₁27和动力输出马达M₂28连通。

如图3所示，一种带双离合变速的液压机械传动装置的控制方法，通过控制离合器和制动器的组合切换，实现输入机构1和输出机构5之间的液压传动、机液传动和机械传动的传动模式之间的切换。

液压传动：当离合器L₀、离合器L₁和离合器L₂接合，同时其它离合器和行走马达输出制动器B₁分离时，动力通过泵控马达机构2和中间轴6传递至输出机构5。

机械传动：仅当奇数档离合器L₃、Ⅰ档离合器L₄和行走马达输出制动器B₁接合，同时其它离合器分离时为械传动F₁(M)档，动力通过输入机构1、奇数档行星齿轮齿圈313、奇数档行星齿轮行星架312、奇数档离合器L₃、Ⅰ档离合器L₄传递至输出机构5；

仅当偶数档离合器L₇、Ⅱ档离合器L₈和行走马达输出制动器B₁接合，同时其它离合器分离时为械传动F₂(M)档，动力通过输入机构1、偶数档行星齿轮行星架412、偶数档行星齿轮齿圈413、偶数档离合器L₇、Ⅱ档离合器L₈传递至输出机构5；

仅当奇数档离合器L₃、Ⅲ档离合器L₅和行走马达输出制动器B₁接合，同时其它离合器分离时为械传动F₃(M)档，动力通过输入机构1、奇数档行星齿轮齿圈313、奇数档行星齿轮行星架312、奇数档离合器L₃、Ⅲ档离合器L₅传递至输出机构5；

仅当偶数档离合器L₇、IV档离合器L₉和行走马达输出制动器B₁接合，同时其它离合器分离时为械传动F₄(M)档，动力通过输入机构1、偶数档行星齿轮行星架412、偶数档行星齿轮齿圈413、偶数档离合器L₇、IV档离合器L₉传递至输出机构5；

仅当奇数档离合器L₃、倒Ⅰ档离合器L₆和行走马达输出制动器B₁接合，同时其它离合器分离时为械传动R₁(M)档，动力通过输入机构1、奇数档行星齿轮齿圈313、奇数档行星齿轮行星架312、奇数档离合器L₃、倒Ⅰ档离合器L₆传递至输出机构5；

仅当偶数档离合器L₇、倒Ⅱ档离合器L₁₀和行走马达输出制动器B₁接合，同时其它离合器分离时为械传动R₂(M)档，动力通过输入机构1、偶数档行星齿轮行星架412、偶数档行星齿轮齿圈413、偶数档离合器L₇、倒Ⅱ档离合器L₁₀传递至输出机构5。

机液传动：仅当离合器L₀、离合器L₁、奇数档离合器L₃和Ⅰ档离合器L₄接合，同时其它离合器和行走马达输出制动器B₁分离时为机液传动F₁(HM)档，动力经输入机构1分为两路，一路经泵控马达机构2、中间轴6至奇数档行星齿轮太阳轮311，另一路经奇数档行星齿轮齿圈313，通过奇数档行星齿轮行星架312汇流后，经奇数档离合器L₃和Ⅰ档离合器L₄传递至输出机构5；

仅当离合器L₀、离合器L₁、偶数档离合器L₇和Ⅱ档离合器L₈接合，同时其它离合器和行走马达输出制动器B₁分离时为机液传动F₂(HM)档，动力经输入机构1分为两路，一路经泵控马达机构2、中间轴6至偶数档行星齿轮太阳轮411，另一路经偶数档行星齿轮行星架412，通过偶数档行星齿轮齿圈413汇流后，经偶数档离合器L₇和Ⅱ档离合器L₈传递至输出机构5；

仅当离合器L₀、离合器L₁、奇数档离合器L₃和Ⅲ档离合器L₅接合，同时其它离合器和行走马达输出制动器B₁分离时为机液传动F₃(HM)档，动力经输入机构1分为两路，一路经泵控马达机构2、中间轴6至奇数档行星齿轮太阳轮311，另一路经奇数档行星齿轮齿圈313，通过奇数档行星齿轮行星架312汇流后，经奇数档离合器L₃和Ⅲ档离合器L₅传递至输出机构5；

仅当离合器L₀、离合器L₁、偶数档离合器L₇和IV档离合器L₉接合，同时其它离合器和行走马达输出制动器B₁分离时为机液传动F₄(HM)档，动力经输入机构1分为两路，一路经泵控马达机构2、中间轴6至偶数档行星齿轮太阳轮411，另一路经偶数档行星齿轮行星架412，通过偶数档行星齿轮齿圈413汇流后，经偶数档离合器L₇和IV档离合器L₉传递至输出机构5；

仅当离合器L₀、离合器L₁、奇数档离合器L₃和倒Ⅰ档离合器L₆接合，同时其它离合器和行走马达输出制动器B₁分离时为机液传动R₁(HM)档，动力经输入机构1分为两路，一路经泵控马达机构2、中间轴6至奇数档行星齿轮太阳轮311，另一路经奇数档行星齿轮齿圈313，通过奇数档行星齿轮行星架312汇流后，经奇数档离合器L₃和倒Ⅰ档离合器L₆传递至输出机构5；

仅当离合器L₀、离合器L₁、偶数档离合器L₇和倒Ⅱ档离合器L₁₀接合，同时其它离合器和行走马达输出制动器B₁分离时为机液传动R₂(HM)档，动力经输入机构1分为两路，一路经泵控马达机构2、中间轴6至偶数档行星齿轮太阳轮411，另一路经偶数档行星齿轮行星架412，通过偶数档行星齿轮齿圈413汇流后，经偶数档离合器L₇和倒Ⅱ档离合器L₁₀传递至输出机构5。

如图5所示，当三位四通阀V₄25处于左位并且二位三通阀V₅26处于右位时，行走马达M₁27单独接入油路，转向为正向。

如图6所示，当三位四通阀V₄25处于左位并且二位三通阀V₅26处于左位时，行走马达M₁27与动力输出马达M₂28串联接入油路，转向为正向。

如图7所示，当三位四通阀V₄25处于右位并且二位三通阀V₅26处于右位时，行走马达M₁27单独接入油路，转向为反向。

如图8所示，当三位四通阀V₄25处于右位并且二位三通阀V₅26处于左位时，行走马达M₁27与动力输出马达M₂28串联接入油路，转向为反向。

常规工况下，采用低压大流的变量泵P₁21和高压小流量的变量泵P₂22联合向三位四通阀V₄25供油，其压力由先导溢流阀V₁23调定，输出转速由变量泵P₁21和变量泵P₂22各自排量共同决定，在先导溢流阀V₁23调定压力下，可对动力输出马达M₂28和行走马达M₁27功率进行匹配，此时输出转速较快；极端工况下，泵控马达机构2内部压力递增，使得先导溢流阀V₁23卸荷，仅变量泵P₂22输出油液，在溢流阀V₂24调定压力下，可对动力输出马达M₂28和行走马达M₁27功率进行匹配，此时输出转速慢；也可分离离合器L₁，使动力输出马达M₂28单独对外做功。

所述奇数档传动机构3与偶数档传动机构4切换时涉及现接合的档位离合器、待接合的档位离合器、现接合的前置离合器和待接合的前置离合器；待接合的档位离合器以待接合的前置离合器接合为前提，换挡过程不考虑待接合的档位离合器与其它离合器的交互作用；通过建立L₈(2⁷)正交及极差分析表，控制各档位的切换时序，以减少换挡冲击。

以F₁档切换到F₂档为例，切换前，奇数档离合器L₃和Ⅰ档离合器L₄处于接合状态，偶数档离合器L₇和Ⅱ档离合器L₈处于分离状态；由于奇数档行星齿轮太阳轮311和偶数档行星齿轮太阳轮411啮合连接，切换后，可视为奇数档离合器L₃、Ⅰ档离合器L₄和偶数档离合器L₇交互作用，Ⅱ档离合器L₈与它们之间的交互作用可忽略，仅考虑前三项之间的交互作用。

具体方法如下：

1)选择输出轴速度降，输出轴冲击度，档位切换执行机构总滑摩功，换挡时间为换挡品质评价指标；

输出轴速度降作为换挡过程输出轴转速波动的评价指标，其定义式为：

式中：Δn_o为输出轴速度降(r/min)，

为输出轴稳态输出转速(r/min)，n_omin为输出轴最低输出转速(r/min)；

输出轴冲击度是与其关系最紧密的换挡装置接合的瞬间产生的，其定义式为：

式中：j为输出轴最大冲击度(m/s³)，ω_o为输出轴瞬时角速度(rad/s)；

离合器/制动器滑摩功是滑动摩擦阶段离合器/制动器所消耗的功，表达式如下：

式中：W_L/B为离合器/制动器滑摩功(J)，T_L/B为离合器/制动器摩擦转矩(Nm)，Δω_L/B为离合器/制动器的主、从动片转动角速度差(rad/s)；

档位切换执行机构总滑摩功为换挡过程所涉及的离合器和制动器产生的滑摩功之和；

换挡时间为从换挡开始到换挡结束(达到输出轴转速的99％)所用的时间；

2)建立如表1所示的L₈(2⁷)正交试验及其极差分析表，表1中，“1”和“2”为二水平，分别代表相关换挡原件先后接合次序，“A”、“B”、“C”和“D”为四因素，分别代表偶数档离合器L₇、奇数档离合器L₃、Ⅰ档离合器L₄和Ⅱ档离合器L₈，“A×B”、“A×C”、“B×C”为相应交互作用因素，n为总实验次数(n＝8)，

为与该因素第i个水平有关的试验结果之和(i∈(1，2)，F∈(A，B，C，A×B，A×C，B×C，D))；

表1 L₈(2⁷)正交试验及其极差分析表

表中各表达式符号如下：

极差：

4)根据各列的R^F，确定各因子及交互作用的主次顺序；

5)根据各列的并结合两因子搭配表，挑选出各评价指标最优水平组合；

6)确定优化方案：

式中，ξ为综合评价指标，ξ_k为单项评价指标，ξ_min/ξ_max为单项评价指标上/下限，λ_k为权重系数。

仍以F₁档切换到F₂档为例，使用L₈(2⁷)正交分析时，忽略Ⅱ档离合器L₈与奇数档离合器L₃、Ⅰ档离合器L₄和偶数档离合器L₇的交互作用。在一般情况下，可满足工况要求，但在精密度要求较高时，可考虑Ⅱ档离合器L₈与相关离合器的交互问题，通过建立L₁₆(2¹⁵)正交及极差分析表，控制各换挡机构时序，以减少换挡冲击。

步骤如下：

1)选择输出轴速度降，输出轴冲击度，档位切换执行机构总滑摩功，换挡时间为换挡品质评价指标；

2)建立如表2所示的L₁₆(2¹⁵)正交试验及其极差分析表，表1中，“1”和“2”为二水平，分别代表相关换挡原件先后接合次序，“A”、“B”、“C”和“D”为四因素，分别代表偶数档离合器L₇、奇数档离合器L₃、Ⅰ档离合器L₄和Ⅱ档离合器L₈，“A×B”、“A×C”、“B×C”、“A×D”、“B×D”、“C×D”为相应交互作用因素，n为总实验次数(n＝16)，为与该因素第i个水平有关的试验结果之和(i∈(1，2)，F∈(A，B，C，D，A×B，A×C，B×C，A×D，B×D，C×D))；

表2 L₁₆(2¹⁵)正交试验及其极差分析表

表中各表达式符号如下：

极差：

3)根据各列的R^F，确定各因子及交互作用的主次顺序；

4)根据各列的

并结合两因子搭配表，挑选出各评价指标最优水平组合；

5)确定优化方案：

式中，ξ为综合评价指标，ξ_k为单项评价指标，ξ_min/ξ_max为单项评价指标上/下限，λ_k为权重系数。

仍以F₁档切换到F₂档为例，换挡过程考虑待接合的档位离合器与其它离合器的交互作用，为进一步提高档位优化精度，同时考虑换挡原件切换时间的三个水平时；通过建立L₂₇(3¹³)正交及极差分析表，控制各档位的切换时序，具体方法如下：

1)选择输出轴速度降，输出轴冲击度，档位切换执行机构总滑摩功，换挡时间为换挡品质评价指标；

2)建立如表3所示的L₂₇(3¹³)正交试验及其极差分析表，表1中，“1”、“2”和“3”为三水平，分别代表相关换挡原件“提前”、“同时”和“延后”接合次序，“A”、“B”、“C”和“D”为四因素，分别代表偶数档离合器L₇、奇数档离合器L₃、Ⅰ档离合器L₄和Ⅱ档离合器L₈，“A×B”、“A×C”、“B×C”和“A×D”为相应交互作用因素，n为总实验次数(n＝27)，为与该因素第i个水平有关的试验结果之和(i∈(1，2，3)，F∈(A，B，C，D，A×B，A×C，B×C，A×D))；

表3 L₂₇(3¹³)正交试验及其极差分析表

表中各表达式符号如下：

极差：

3)根据各列的R^F，确定各因子及交互作用的主次顺序；

4)根据各列的

并结合两因子搭配表，挑选出各评价指标最优水平组合；

5)确定优化方案：

式中，ξ为综合评价指标，ξ_k为单项评价指标，ξ_min/ξ_max为单项评价指标上/下限，λ_k为权重系数。

本发明所述的液压机械传动装置有三种模式14个档位切换过程，各档位切换如图3所示。

主要参数为：

i₁i₂＝i₃i₄＝1，i₇i₈＝2，i₉i₁₃＝i₁₄i₁₈＝2.40，i₁₀i₁₃＝i₁₅i₁₈＝0.60，i₁₁i₁₂i₁₃＝i₁₆i₁₇i₁₈＝1.20，k₁＝2.56，k₂＝3.56。

各档位输出-输入关系为：

F(H)：n_o[F(H)]＝en_e (1)

R(H)：n_o[F(H)]＝en_e (2)

F₁(HM)：

F₂(HM)：

F₃(HM)：

F₄(HM)：

R₁(HM)：

R₂(HM)：

F₁(M)：

F₂(M)：

F₃(M)：

F₄(M)：

R₁(M)：

R₂(M)：

液压机械传动装置调速特性如图4所示。

正向调速时，采用液压档F(H)起步，当泵控马达机构排量比e＝0.363时，满足n_o＝0.363n_e，可切换到机液Ⅰ档F₁(HM)；机液Ⅰ档F₁(HM)输出转速n_o随泵控马达机构排量比e线性增加，当e＝1时，满足n_o＝0.475n_e，此时可切换到机液Ⅱ档F₂(HM)；机液Ⅱ档F₂(HM)输出转速n_o随泵控马达机构排量比e线性减小，当e＝-0.874时，满足n_o＝0.585n_e，此时可切换到机液Ⅲ档F₃(HM)；机液Ⅲ档F₃(HM)输出转速n_o随泵控马达机构排量比e线性增加，当e＝1时，满足n_o＝1.901n_e，此时可切换到机液Ⅲ档F₄(HM)；机液IV档F₄(HM)输出转速n_o随泵控马达机构排量比e线性减小，当e＝-1时，满足n_o＝2.369n_e。

负向调速时，采用液压档R(H)起步，当泵控马达机构2的排量比e＝-0.444时，满足n_o＝-0.444n_e，可切换到机液负Ⅰ档R₁(HM)；机液负Ⅰ档R₁(HM)输出转速n_o随泵控马达机构排量比e线性增加，当e＝1时，满足n_o＝-0.950n_e，此时可切换到机液负Ⅱ档R₂(HM)；机液负Ⅱ档R₂(HM)输出转速n_o随泵控马达机构排量比e线性减小，当e＝-1时，满足n_o＝-1.184n_e。

采用低压大流量泵或高压小流量泵联合驱动时，泵控马达机构2的排量比e的范围要比e∈[-1，1]更宽，导致终端正、负向速度更大。

机械传动采用双离合机械变速模式，正向输出转速和输入转速关系依次为：n_o＝0.300n_e、n_o＝0.534n_e、n_o＝1.199n_e和n_o＝2.135n_e，负向输出转速和输入转速关系依次为：n_o＝-0.599n_e和n_o＝-1.067n_e。

机械传动采用双离合机械变速模式从低挡位切换到高档位时，涉及到四个离合器，包括奇数档离合器L₃、偶数档离合器L₇、1个奇数档离合器(Ⅰ档离合器L₄、Ⅲ档离合器L₅或倒Ⅰ档离合器L₆)、1个偶数档离合器(Ⅱ档离合器L₈、IV档离合器L₉或倒Ⅱ档离合器L₁₀)，且各离合器的接合和分离是彼此独立的，可采用无交互作用的三水平四因素正交分析表L₉(3⁴)进行分析。

所述实施例为本发明的优选的实施方式，但本发明并不限于上述实施方式，在不背离本发明的实质内容的情况下，本领域技术人员能够做出的任何显而易见的改进、替换或变型均属于本发明的保护范围。