阅读说明：本技术 一种多功率分配模式的机械液压复合传动装置及控制方法 (Multi-power distribution mode mechanical-hydraulic composite transmission device and control method ) 是由 朱镇 蔡英凤 陈龙 夏长高 田翔 韩江义 孙晓东 施德华 王峰 袁朝春 于 2019-10-08 设计创作，主要内容包括：本发明公开了一种多功率分配模式的机械液压复合传动装置,包括输入轴、分流机构、机械传动组件、液压传动组件和输出轴,所述输入轴通过分流机构与相互并联的机械传动组件和液压传动组件连接,所述机械传动组件和液压传动组件同时与输出轴连接；通过换挡元件之间的组合切换实现纯液压传动、机械液压复合传动和纯机械传动三种类型的传动。有益效果：本发明有多个档位可供选择,能够根据复杂的作业工况提供多种功率分配模式,充分利用机械传动的传动性能和液压传动的无级调速性能,有利于提高车辆的作业效率、动力性和经济性。机械档换挡装置采用单向离合器既能实现发动机制动,又能均匀使用各换挡元件以增加使用寿命。(The invention discloses a multi-power distribution mode mechanical hydraulic composite transmission device, which comprises an input shaft, a shunt mechanism, a mechanical transmission assembly, a hydraulic transmission assembly and an output shaft, wherein the input shaft is connected with the mechanical transmission assembly and the hydraulic transmission assembly which are mutually connected in parallel through the shunt mechanism; the three types of transmission, namely pure hydraulic transmission, mechanical hydraulic composite transmission and pure mechanical transmission, are realized through the combined switching among the gear shifting elements. Has the advantages that: the invention has a plurality of gears to be selected, can provide a plurality of power distribution modes according to complex operation conditions, fully utilizes the transmission performance of mechanical transmission and the stepless speed regulation performance of hydraulic transmission, and is beneficial to improving the operation efficiency, the dynamic property and the economical efficiency of vehicles. The mechanical gear shifting device adopts the one-way clutch, so that the engine can be braked, and all shifting elements can be uniformly used to prolong the service life.)

一种多功率分配模式的机械液压复合传动装置及控制方法

技术领域

本发明涉及一种传动装置及其控制方法，特别提供了一种多功率分配模式的机械液压复合传动装置及控制方法。

背景技术

工程作业设备在起步或移动作业时要求传动装置能够提供大扭矩低转速的传动比，而在转场过程中要求传动装置能够提供小扭矩高转速的传动比。因此工程作业设备使用工况的复杂性决定了其传动装置比普通车辆传动装置的要求更高，结构更复杂，工程作业设备的传动装置对传动比和扭矩同时有着较高的要求。

传动装置对工程作业设备的燃油经济性有着重要影响，通过传动装置将发动机尽量控制在经济工况下运行，有利于提高燃油经济性。但是传统工程机械的传动装置由液力变矩器和变速箱构成，俗称双变系统；液力变矩器的作用是使发动机和变速箱之间形成非刚性连接，并将发动机的转速和扭矩传递到变速箱；最终工程作业设备的传动比变换还是通过变速箱的挡位切换实现，属于传统的机械传动模式，无法满足复杂工况对传动比的要求。

目前工程作业设备出现了通过发动机驱动液压泵进而驱动液压马达实现行走的液压传动系统，但是这类液压传动系统的传动介质是液压油，传动过程中会产生高压油液，对元件之间的密封性能要求较高，液压元件的耐压性能要求越高、元件成本越高；并且与机械传动系统相比传动效率不高。

发明内容

发明目的：本发明的目的是为了解决上述问题，提供一种多功率分配模式的机械液压复合传动装置及控制方法。本发明能够根据复杂的作业工况提供多种功率分配模式，充分利用机械传动的高效传动性能和液压传动的无级调速性能，有利于提高车辆的作业效率、动力性和经济性。

技术方案：一种多功率分配模式的机械液压复合传动装置,包括输入轴、分流机构、机械传动组件、液压传动组件和输出轴，所述输入轴通过分流机构与相互并联的机械传动组件和液压传动组件连接，所述机械传动组件和液压传动组件同时与输出轴连接；所述机械传动组件包括相互串联的前行星排组件和后行星排组件；

所述前行星排组件包括第一离合器、第二离合器、第三离合器、前行星排齿圈、前行星排行星架、前行星排太阳轮和第一单向离合器，所述第一离合器位于分流机构与前行星排齿圈之间，所述第二离合器和第三离合器相互并联并且分别与前行星排太阳轮连接，所述第三离合器与前行星排太阳轮之间设有第一单向离合器，所述输出轴与前行星排行星架连接；

所述后行星排组件包括第四离合器、后行星排太阳轮，后行星排行星架，后行星排齿圈、第一制动器、第二制动器和第二单向离合器，所述第四离合器位于分流机构与后行星排太阳轮之间，所述第一制动器与后行星排太阳轮连接，所述后行星排行星架与前行星排齿圈连接并且与相互并联的第二制动器和第二单向离合器连接，所述后行星排齿圈与输出轴连接。

液压传动组件包括液压传动输入离合器、液压传动输入齿轮副、液压泵、液压油管、液压马达、液压传动输出齿轮副、液压传动输出离合器；所述液压泵通过液压传动输入齿轮副与分流机构连接，所述液压传动输入齿轮副与液压泵之间设有液压传动输入离合器，所述液压泵通过液压油管与液压马达连接，所述液压马达通过液压传动输出齿轮副与输出轴连接，所述液压马达通过液压传动输出齿轮副之间设有液压传动输出离合器。

所述分流机构包括分流制动器、分流机构太阳轮、分流机构行星架、分流机构齿圈；所述输入轴与分流机构齿圈连接，所述分流机构太阳轮与液压传动组件连接，所述分流机构太阳轮上设有分流制动器，所述分流机构行星架与机械传动组件连接。

通过制动器和离合器之间的组合切换实现纯液压传动、机械液压复合传动和纯机械传动三种类型的传动，具体传动类型如下：

纯液压传动：第一制动器、液压传动输入离合器、液压传动输出离合器、第四离合器接合，其他离合器和制动器分离，第四离合器和第一制动器接合，分流机构行星架被制动，液压传动输入离合器和液压传动输出离合器接合，动力经输入轴、分流机构齿圈、分流机构太阳轮、液压传动输入齿轮副、输入离合器驱动液压泵工作，所述液压泵将机械动力转化为高压油液并经过液压管道驱动液压马达工作，液压马达输出的机械动力经液压传动输出离合器和液压传动输出齿轮副传递到输出轴；

纯机械传动：分流制动器接合，液压传动输入离合器、液压传动输出离合器、第二制动器和第四离合器分离，通过其他离合器和制动器之间的组合实现纯机械传动模式中不同传动比的挡位之间切换，分流制动器接合，液压传动输入离合器和液压传动输出离合器分离，液压传动组件无动力输入，动力经输入轴、分流机构齿圈、分流机构行星架传递机械传动组件，机械传动组件经过速比调节后从输出轴输出；

机械液压复合传动：液压传动输入离合器和液压传动输出离合器接合，分流制动器、第三离合器、第一单向离合器、第二单向离合器分离，通过其他离合器和和制动器之间的组合实现机械液压复合传动模式中不同传动比的挡位之间切换，动力经输入轴、分流机构齿圈至分流机构行星架，在分流机构行星架处分流，分别流向机械传动组件和分流机构太阳轮，所述分流机构太阳轮与液压传动组件连接，最后汇合至输出轴输出。

所述纯机械传动模式包括机械传动I档、机械传动Ⅱ档、机械传动Ⅲ档和机械传动Ⅳ档，具体实现方法如下：

机械传动I档：第一制动器、第一离合器和第二离合器分离，第三离合器、第一单向离合器和第二单向离合器接合，动力从分流机构行星架依次经第三离合器、第一单向离合器、前行星排太阳轮前行星排行星架至输出轴；

机械传动Ⅱ档：第一制动器、第一离合器、第二离合器和第二单向离合器分离，第三离合器、第一单向离合器接合，动力从分流机构行星架依次经第三离合器、第一单向离合器、前行星排太阳轮至前行星排行星架，前行星排行星架处动力分别分流到输出轴和前行星排齿圈，所述前行星排齿圈的动力依次传递给后行星排行星架和后行星排齿圈，最后汇流至输出轴；

机械传动Ⅲ档：第一制动器、第二离合器和第二单向离合器分离，第一离合器、第三离合器和第一单向离合器接合，动力从分流机构行星架输入至第一离合器处分流，分别流向前行星排齿圈和前行星排太阳轮在前行星排行星架汇流，最后从输出轴输出；

机械传动Ⅳ档：第二离合器、第三离合器、第一单向离合器和第二单向离合器分离，第一离合器和第一制动器接合，动力从分流机构行星架依次经第一离合器、前行星排齿圈、后行星排行星架、后行星排齿圈至输出轴输出。

所述机械液压复合传动模式包括复合传动I档、复合传动Ⅱ档、复合传动Ⅲ档和复合传动Ⅳ档，具体实现方法如下：

复合传动I档：第一制动器、第一离合器和第四离合器分离，第二制动器和第二离合器接合，动力从分流机构齿圈从分流机构行星架处进行分流，一部分动力从分流机构行星架经分流机构太阳轮流向液压传动组件，另一部分动力从分流机构行星架依次经第二离合器、前行星排太阳轮、前行星排行星架，最后汇流至输出轴输出；

复合传动Ⅱ档：第二制动器、第一离合器和第四离合器分离，第一制动器和第二离合器接合，动力从分流机构齿圈从分流机构行星架处进行分流，一部分动力从分流机构行星架经分流机构太阳轮流向液压传动组件，另一部分动力从分流机构行星架依次经第二离合器、前行星排太阳轮至前行星排行星架，前行星排行星架处动力分别分流到输出轴和前行星排齿圈，所述前行星排齿圈的动力依次传递给后行星排行星架和后行星排齿圈，分流的三组动力最后汇流至输出轴；

复合传动Ⅲ档：第一制动器、第二制动器和第四离合器分离，第一离合器和第二离合器接合，动力从分流机构齿圈从分流机构行星架处进行分流，一部分动力从分流机构行星架经分流机构太阳轮流向液压传动组件，另一部分动力从分流机构行星架输入至第二离合器处分流，分别流向前行星排齿圈和前行星排太阳轮在前行星排行星架汇流，机械传动组件和液压传动组件在输出轴汇流输出；

复合传动Ⅳ档：第一制动器、第一离合器和第二离合器分离，第二制动器和第四离合器接合，动力从分流机构齿圈从分流机构行星架处进行分流，一部分动力从分流机构行星架经分流机构太阳轮流向液压传动组件，另一部分动力从分流机构行星架依次经第四离合器、后行星排太阳轮、后行星排齿圈至输出轴，机械传动组件和液压传动组件在输出轴汇流输出。

表1传动档位与换挡元件关系表

注：“▲”代表元件处于接合状态；

注：B₁为分流制动器、B₂为第一制动器、B₃为第二制动器、C₁为液压传动输入离合器、C₂为液压传动输出离合器、C₃为第四离合器、C₄为第一离合器、C₅为第二离合器、C₆为第三离合器、F₁为第一单向离合器、F₂为第二单向离合器。

所述机械液压复合传动模式挡位切换时，复合传动I档→复合传动Ⅱ档涉及到2个换挡元件，复合传动Ⅱ档→复合传动Ⅲ档涉及到2个换挡元件，复合传动Ⅲ档→复合传动Ⅳ档涉及到4个换挡元件，复合传动I档→复合传动Ⅲ档涉及到2个换挡元件，复合传动I档→复合传动Ⅳ档涉及到2个换挡元件，复合传动Ⅱ档→复合传动Ⅳ档涉及到4个换挡元件；

涉及到2个及以下换挡元件的档位切换可通过不多于3次试验给出优化方案；涉及3或4个换挡元件且无交互作用的挡位切换通过正交表进行分析；涉及4个换挡元件的档位切换充分利用正交表的4列，涉及3个换挡元件的档位切换则选择正交表的任意3列；

确定输出轴角速度的变化量、输出轴角速度的变化率、输出轴角速度的二次微分和时间作为评价指标，选择“提前”、“按时”和“延迟”切换为三水平，进行有交互作用的正交分析；通过试验获得试验数据；再根据方差分析表确定因素和误差的离差平方和及自由度，并与临界值进行比较，确定因素和误差的显著性；得到各评价指标的优选方案，根据权重系数，确定优化方案；通过不同工况下得到的换挡机构切换时序数据成组控制各组换挡元件的切换时序。

所述机械液压复合传动模式挡位切换的控制方法具体步骤如下：

1)选择输出轴角速度的变化量α、输出轴角速度的变化率β、输出轴角速度的二次微分γ和换挡时间t作为评价指标。α、β、γ分别为转速的零阶、一阶、二阶微分，与时间t共同形成时空评价指标；

输出轴角速度变化量定义为：

式中α为输出轴角速度变化量，

为输出轴稳态角速度，ω_omin为输出轴最低角速度；

输出轴角速度变化率定义为：

式中β为输出轴角速度变化率；

输出轴转矩为：

T_o＝β·J_o

式中T_o为输出轴转矩，J_o为输出轴转动惯量；

输出轴角速度的二次微分定义为：

式中γ为输出轴角速度二次微分；

冲击度是车辆纵向加速度的变化率：

式中j为冲击度，r_d为轮胎动力半径，i_g为变速器传动比，i₀为驱动桥传动比；

2)建立如表2所示的L₉(3⁴)正交表；表中，“1”、“2”和“3”为三水平，分别代表相关换挡元件“提前”、“按时”和“延迟”切换；“a”、“b”、“c”和“d”为四因素，分别代表无交互作用的换挡元件；n为总试验次数，n＝9，K_i ^F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))；

表2机械液压复合传动模式元件切换时序正交表

表中各符号表达式如下：

极差：

通过极差数据，确定各因素的主次顺序，确定单个评价指标的优选方案，最终根据权重系数，确定最优方案；

最优方案决定：

式中ξ为综合评价指标，ξ_k为单个评价指标，ξ_kmin/ξ_kmax为单个评价指标上/下限，λ_k为权重系数。

3)设计正交表头，明确试验方案，进行9次试验，得出试验结果；

4)根据试验结果计算极差，确定因素的主次顺序，得到各评价指标ξ_k的优选方案，根据权重系数λ_k，确定优化方案；

机液复合档位优化方案由下式决定：

式中ξ为综合评价指标，ξ_k为单个评价指标，ξ_kmin/ξ_kmax为单个评价指标上/下限，λ_k为权重系数；

5)若优化方案尚不能满足要求，可增大或减小“提前”和“延迟”的时间，也可选择不相同的“提前”时间和“延迟”时间，直至满足要求为止。

所述纯机械传动模式挡位切换时，机械I档切换到机械Ⅱ档涉及到1个换挡元件，机械Ⅱ档切换到机械Ⅲ档涉及到1个换挡元件，机械Ⅲ档切换到机械Ⅳ档涉及到3个换挡元件，机械I档切换到机械Ⅲ档涉及到2个换挡元件，机械I档切换到机械Ⅳ档涉及到5个换挡元件，机械Ⅱ档切换到机械Ⅳ档涉及到4个换挡元件；

涉及到2个及以下换挡元件的档位切换可通过不超过3次试验给出优化方案；涉及3个换挡元件且其中有2个换挡元件有交互作用的挡位切换、涉及5个换挡元件且其中有3个换挡元件有交互作用的挡位切换以及涉及4个换挡元件且其中有2个换挡元件有交互作用的挡位切换均采用正交表进行分析，分析时选用相应列表；

确定输出轴角速度的变化量、输出轴角速度的变化率、输出轴角速度的二次微分和时间作为评价指标，选择“提前”、“按时”和“延迟”切换为三水平，进行无交互作用的正交分析；通过试验获得试验数据；根据试验数据计算极差，确定因素的主次顺序，得到各评价指标的优选方案；根据权重系数，确定优化方案；将不同工况优化方案形成成对矩阵编列程序控制档位之间的切换。

所述纯机械传动模式挡位切换的控制方法具体步骤如下：

1)选择输出轴角速度的变化量α、输出轴角速度的变化率β、输出轴角速度的二次微分γ和时间t作为评价指标。α、β、γ分别为转速的零阶、一阶、二阶微分，与时间t共同形成时空评价指标；

输出轴角速度变化量定义为：

式中α为输出轴角速度变化量，

为输出轴稳态角速度，ω_omin为输出轴最低角速度；输出轴角速度变化率定义为：

式中β为输出轴角速度变化率；

输出轴转矩由式决定：

T_o＝β·J_o

式中T_o为输出轴转矩，J_o为输出轴转动惯量；

输出轴角速度的二次微分定义为：

式中γ为输出轴角速度二次微分；

冲击度是车辆纵向加速度的变化率，由式决定：

式中：j为冲击度，r_d为轮胎动力半径，i_g为变速器传动比，i₀为驱动桥传动比；

2)建立表3所示的L₂₇(3¹³)正交表；表中，“1”、“2”和“3”分别代表相关换挡元件“提前”、“按时”和“延迟”切换；“a”和“b”分别代表无交互作用的换挡元件；“c”、“d”和“e”分别有交互作用的换挡元件；

n为总试验次数，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∈(e，c，e×c1，e×c2，d，e×d1，e×d2，c×d1，a，b，c×d2))；

表3机械传动模式元件切换时序正交表

表中各符号表达式如下：

3)设计如表4正交表头，明确试验方案，进行27次试验，得出试验结果x_i(i＝1,...,27)，计算出相关统计值；

4)再根据方差分析表确定因素和误差的离差平方和及自由度，确定F值，并与临界值进行比较，确定因素和误差的显著性；

表4机械传动模式元件切换时序方差分析表

总离差平方和Q_T，各因素离差平方和Q_F和误差离差平方和Q_e分别为：

Q_T＝W-P＝∑Q_F+Q_e

Q_F＝U_F-P

总自由度f_T＝26，各因素自由度f_F＝2，误差自由度f_e＝4；

因素和误差的平均离差平方和为：

F值：

机械传动模式元件切换时序方差分析表如表1所示：

方差来源主要在三部分：①“a”、“b”、“c”、“d”和“e”；②“e×c”(包括e×c1和e×c2两部分)、“e×d”(包括e×d1和e×d2两部分)和“c×d”(包括c×d1和c×d2两部分)；③误差e^*；

根据计算出的方差来源各因素和误差的离差平方和、自由度、平均离差平方和，将F_F

值和F_α(f_F，f_e)值进行比较；

若F_F＞F_α(f_F，f_e)，则该因素影响显著，否则不显著。选择显著性因素，并直观分析各因素的重要性主次，确定最佳换挡方案。

机械档位优化方案由下式决定：

式中ζ为综合评价指标，ξ_k为单个评价指标，ζ_kmin/ζ_kmax为单个评价指标上/下限，μ_k为权重系数。

有益效果：1、本发明可在液压传动、机液复合传动和机械传动间进行切换，且各传动方式有多个档位可供选择，能够根据复杂的作业工况提供多种功率分配模式，充分利用机械传动的传动性能和液压传动的无级调速性能，有利于提高车辆的作业效率、动力性和经济性。2、机械档换挡装置采用单向离合器既能实现发动机制动，又能均匀使用各换挡元件以增加使用寿命。

附图说明

图1为本发明的结构原理图；

图2为本发明纯液压传动功率流向示意图；

图3为本发明机械传动I档功率流向示意图；

图4为本发明机械传动Ⅱ档功率流向示意图；

图5为本发明机械传动Ⅲ档功率流向示意图；

图6为本发明机械传动Ⅳ档功率流向示意图；

图7为本发明复合传动I档功率流向示意图；

图8为本发明复合传动Ⅱ档功率流向示意图；

图9为本发明复合传动Ⅲ档功率流向示意图；

图10为本发明复合传动Ⅳ档功率流向示意图；

表1为本发明传动档位与换挡元件关系表；

表2为本发明机械液压复合传动模式元件切换时序正交表；

表3为本发明机械传动模式元件切换时序正交表；

表4为本发明机械传动模式元件切换时序方差分析表。

具体实施方式

下面结合附图对本发明作进一步说明。

如图1所示，一种多功率分配模式的机械液压复合传动装置,包括输入轴1、分流机构2、机械传动组件3、液压传动组件4和输出轴5，所述输入轴1通过分流机构2与相互并联的机械传动组件3和液压传动组件4连接，所述机械传动组件3和液压传动组件4同时与输出轴5连接；所述机械传动组件3包括相互串联的前行星排组件31和后行星排组件32；

所述前行星排组件31包括第一离合器311、第二离合器312、第三离合器313、前行星排齿圈314、前行星排行星架315、前行星排太阳轮316和第一单向离合器317，所述第一离合器311位于分流机构2与前行星排齿圈314之间，所述第二离合器312和第三离合器313相互并联并且分别与前行星排太阳轮316连接，所述第三离合器313与前行星排太阳轮316之间设有第一单向离合器317，所述输出轴5与前行星排行星架315连接；

所述后行星排组件32包括第四离合器321、后行星排太阳轮322，后行星排行星架323，后行星排齿圈324、第一制动器325、第二制动器326和第二单向离合器327，所述第四离合器321位于分流机构2与后行星排太阳轮322之间，所述第一制动器325与后行星排太阳轮322连接，所述后行星排行星架323与前行星排齿圈314连接并且与相互并联的第二制动器326和第二单向离合器327连接，所述后行星排齿圈324与输出轴5连接。

液压传动组件4包括液压传动输入离合器41、液压传动输入齿轮副42、液压泵43、液压油管44、液压马达45、液压传动输出齿轮副46、液压传动输出离合器47；所述液压泵43通过液压传动输入齿轮副42与分流机构2连接，所述液压传动输入齿轮副42与液压泵43之间设有液压传动输入离合器41，所述液压泵43通过液压油管44与液压马达45连接，所述液压马达45通过液压传动输出齿轮副46与输出轴5连接，所述液压马达45通过液压传动输出齿轮副46之间设有液压传动输出离合器47。

所述分流机构2包括分流制动器21、分流机构太阳轮22、分流机构行星架23、分流机构齿圈24；所述输入轴1与分流机构齿圈24连接，所述分流机构太阳轮22与液压传动组件4连接，所述分流机构太阳轮22上设有分流制动器21，所述分流机构行星架23与机械传动组件3连接。

如表1所示，通过制动器和离合器之间的组合切换实现纯液压传动、机械液压复合传动和纯机械传动三种类型的传动，具体传动类型如下：

如图2所示，纯液压传动：第一制动器325、液压传动输入离合器41、液压传动输出离合器47、第四离合器321接合，其他离合器和制动器分离，第四离合器321和第一制动器325接合，分流机构行星架23被制动，液压传动输入离合器41和液压传动输出离合器47接合，动力经输入轴1、分流机构齿圈24、分流机构太阳轮22、液压传动输入齿轮副42、输入离合器41驱动液压泵43工作，所述液压泵43将机械动力转化为高压油液并经过液压管道44驱动液压马达45工作，液压马达45输出的机械动力经液压传动输出离合器47和液压传动输出齿轮副46传递到输出轴5；

如图3、4、5和6所示，纯机械传动：分流制动器21接合，液压传动输入离合器41、液压传动输出离合器47、第二制动器326和第四离合器321分离，通过其他离合器和制动器之间的组合实现纯机械传动模式中不同传动比的挡位之间切换，分流制动器21接合，液压传动输入离合器41和液压传动输出离合器47分离，液压传动组件4无动力输入，动力经输入轴1、分流机构齿圈24、分流机构行星架23传递机械传动组件3，机械传动组件3经过速比调节后从输出轴5输出；

如图7、8、9和10所示，机械液压复合传动：液压传动输入离合器41和液压传动输出离合器47接合，分流制动器21、第三离合器313、第一单向离合器317、第二单向离合器327分离，通过其他离合器和和制动器之间的组合实现机械液压复合传动模式中不同传动比挡位之间的切换，动力经输入轴1、分流机构齿圈24至分流机构行星架23，在分流机构行星架23处分流，分别流向机械传动组件3和分流机构太阳轮22，所述分流机构太阳轮22与液压传动组件4连接，最后汇合至输出轴5输出。

所述纯机械传动模式包括机械传动I档、机械传动Ⅱ档、机械传动Ⅲ档和机械传动Ⅳ档，具体实现方法如下：

如图3所示，机械传动I档：第一制动器325、第一离合器311和第二离合器312分离，第三离合器313、第一单向离合器317和第二单向离合器327接合，动力从分流机构行星架23依次经第三离合器313、第一单向离合器317、前行星排太阳轮316前行星排行星架315至输出轴5；

如图4所示，机械传动Ⅱ档：第一制动器325、第一离合器311、第二离合器312和第二单向离合器327分离，第三离合器313、第一单向离合器317接合，动力从分流机构行星架23依次经第三离合器313、第一单向离合器317、前行星排太阳轮316至前行星排行星架315，前行星排行星架315处动力分别分流到输出轴5和前行星排齿圈314，所述前行星排齿圈314的动力依次传递给后行星排行星架323和后行星排齿圈324，最后汇流至输出轴5；

如图5所示，机械传动Ⅲ档：第一制动器325、第二离合器312和第二单向离合器327分离，第一离合器311、第三离合器313和第一单向离合器317接合，动力从分流机构行星架23输入至第一离合器311处分流，分别流向前行星排齿圈314和前行星排太阳轮316在前行星排行星架315汇流，最后从输出轴5输出；

如图6所示，机械传动Ⅳ档：第二离合器312、第三离合器313、第一单向离合器317和第二单向离合器327分离，第一离合器311和第一制动器325接合，动力从分流机构行星架23依次经第一离合器311、前行星排齿圈314、后行星排行星架323、后行星排齿圈324至输出轴5输出。

所述机械液压复合传动模式包括复合传动I档、复合传动Ⅱ档、复合传动Ⅲ档和复合传动Ⅳ档，具体实现方法如下：

如图7所示，复合传动I档：第一制动器325、第一离合器311和第四离合器321分离，第二制动器326和第二离合器312接合，动力从分流机构齿圈24从分流机构行星架23处进行分流，一部分动力从分流机构行星架23经分流机构太阳轮22流向液压传动组件4，另一部分动力从分流机构行星架23依次经第二离合器312、前行星排太阳轮316、前行星排行星架315，最后汇流至输出轴5输出；

如图8所示，复合传动Ⅱ档：第二制动器326、第一离合器311和第四离合器321分离，第一制动器325和第二离合器312接合，动力从分流机构齿圈24从分流机构行星架23处进行分流，一部分动力从分流机构行星架23经分流机构太阳轮22流向液压传动组件4，另一部分动力从分流机构行星架23依次经第二离合器312、前行星排太阳轮316至前行星排行星架315，前行星排行星架315处动力分别分流到输出轴5和前行星排齿圈314，所述前行星排齿圈314的动力依次传递给后行星排行星架323和后行星排齿圈324，分流的三组动力最后汇流至输出轴5；

如图9所示，复合传动Ⅲ档：第一制动器325、第二制动器326和第四离合器321分离，第一离合器311和第二离合器312接合，动力从分流机构齿圈24到分流机构行星架23处进行分流，一部分动力从分流机构行星架23经分流机构太阳轮22流向液压传动组件4，另一部分动力从分流机构行星架23输入至第二离合器312处分流，分别流向前行星排齿圈314和前行星排太阳轮316在前行星排行星架315汇流，机械传动组件3和液压传动组件4在输出轴5汇流输出；

如图10所示，复合传动Ⅳ档：第一制动器325、第一离合器311和第二离合器312分离，第二制动器326和第四离合器321接合，动力从分流机构齿圈24从分流机构行星架23处进行分流，一部分动力从分流机构行星架23经分流机构太阳轮22流向液压传动组件4，另一部分动力从分流机构行星架23依次经第四离合器321、后行星排太阳轮322、后行星排齿圈324至输出轴5，机械传动组件3和液压传动组件4在输出轴5汇流输出。

所述机械液压复合传动模式挡位切换时，复合传动I档→复合传动Ⅱ档涉及到2个换挡元件，复合传动Ⅱ档→复合传动Ⅲ档涉及到2个换挡元件，复合传动Ⅲ档→复合传动Ⅳ档涉及到4个换挡元件，复合传动I档→复合传动Ⅲ档涉及到2个换挡元件，复合传动I档→复合传动Ⅳ档涉及到2个换挡元件，复合传动Ⅱ档→复合传动Ⅳ档涉及到4个换挡元件；

涉及到2个及以下换挡元件的档位切换可通过不多于3次试验给出优化方案；涉及3或4个换挡元件且无交互作用的挡位切换通过正交表进行分析；涉及4个换挡元件的档位切换充分利用正交表的4列，涉及3个换挡元件的档位切换则选择正交表的任意3列；

确定输出轴角速度的变化量、输出轴角速度的变化率、输出轴角速度的二次微分和时间作为评价指标，选择“提前”、“按时”和“延迟”切换为三水平，进行有交互作用的正交分析；通过试验获得试验数据；再根据方差分析表确定因素和误差的离差平方和及自由度，并与临界值进行比较，确定因素和误差的显著性；得到各评价指标的优选方案，根据权重系数，确定优化方案；通过不同工况下得到的换挡机构切换时序数据成组控制各组换挡元件的切换时序。

所述机械液压复合传动模式挡位切换的控制方法具体步骤如下：

1)选择输出轴角速度的变化量α、输出轴角速度的变化率β、输出轴角速度的二次微分γ和时间t作为评价指标。α、β、γ分别为转速的零阶、一阶、二阶微分，与时间t共同形成时空评价指标；

输出轴角速度变化量定义为：

式中α为输出轴角速度变化量，

为输出轴稳态角速度，ω_omin为输出轴最低角速度；

输出轴角速度变化率定义为：

式中β为输出轴角速度变化率；

输出轴转矩：

T_o＝β·J_o

式中T_o为输出轴转矩，J_o为输出轴转动惯量；

输出轴角速度的二次微分为：

式中γ为输出轴角速度二次微分；

冲击度是车辆纵向加速度的变化率：

式中j为冲击度，r_d为轮胎动力半径，i_g为变速器传动比，i₀为驱动桥传动比；

2)建立如表2所示的L₉(3⁴)正交表；表中，“1”、“2”和“3”为三水平，分别代表相关换挡元件“提前”、“按时”和“延迟”切换；“a”、“b”、“c”和“d”为四因素，分别代表无交互作用的换挡元件；n为总试验次数，n＝9，K_i ^F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))；

以复合传动Ⅱ档切换到复合传动Ⅳ为例：

确定“四因素”为制动器B2、制动器B3、离合器C3和离合器C5，此4个换挡元件的切换时序为影响传动系统换挡品质的四因素。

选择“三水平”为换挡元件“提前”、“按时”和“延迟”切换，可根据实际情况选择“提前”和“延迟”的时间，“提前”和“延迟”的时间可以相同，也可以不同。就本例而言，选择“提前”和“延迟”的时间为0.3s。

表2机械液压复合传动模式元件切换时序正交表

	a	b	c	d	试验结果x<sub>i</sub>
							1	2	3	4
1	1	1	1	1
						2	1	2	2	2
3	1	3	3	3
						4	2	1	2	3
5	2	2	3	1
						6	2	3	1	2
7	3	1	3	2
						8	3	2	1	3
9	3	3	2	1

表中各符号表达式如下：

极差：

通过极差数据，确定各因素的主次顺序，确定单个评价指标的优选方案，最终根据权重系数，确定最优方案；

最优方案决定：

ξ为综合评价指标，ξ_k为单个评价指标，ξ_kmin/ξ_kmax为单个评价指标上/下限，λ_k为权重系数。

3)设计正交表头，明确试验方案，进行9次试验，得出试验结果；

4)根据试验结果计算极差，确定因素的主次顺序，得到各评价指标ξ_k的优选方案，根据权重系数λ_k，确定优化方案；

机液复合档位优化方案由下式决定：

ξ为综合评价指标，ξ_k为单个评价指标，ξ_kmin/ζ_kmax为单个评价指标上/下限，λ_k为权重系数；

5)若优化方案尚不能满足要求，可增大或减小“提前”和“延迟”的时间，也可选择不相同的“提前”时间和“延迟”时间，直至满足要求为止。

将不同工况下得到的换挡机构切换时序数据成组输入到换挡控制器，进而通过控制各组换挡装置的切换时序，保证同种传动模式在各档位切换过程中都有良好的换挡品质。

复合传动Ⅲ档过渡到复合传动Ⅳ档同理可得，只需改变相应的“四因素”和“三水平”。

所述纯机械传动模式挡位切换时，机械I档切换到机械Ⅱ档涉及到1个换挡元件，机械Ⅱ档切换到机械Ⅲ档涉及到1个换挡元件，机械Ⅲ档切换到机械Ⅳ档涉及到3个换挡元件，机械I档切换到机械Ⅲ档涉及到2个换挡元件，机械I档切换到机械Ⅳ档涉及到5个换挡元件，机械Ⅱ档切换到机械Ⅳ档涉及到4个换挡元件；

涉及到2个及以下换挡元件的档位切换可通过不超过3次试验给出优化方案；涉及3个换挡元件且其中有2个换挡元件有交互作用的挡位切换、涉及5个换挡元件且其中有3个换挡元件有交互作用的挡位切换以及涉及4个换挡元件且其中有2个换挡元件有交互作用的挡位切换均采用正交表进行分析，分析时选用相应列表；

确定输出轴角速度的变化量、输出轴角速度的变化率、输出轴角速度的二次微分和时间作为评价指标，选择“提前”、“按时”和“延迟”切换为三水平，进行无交互作用的正交分析；通过试验获得试验数据；根据试验数据计算极差，确定因素的主次顺序，得到各评价指标的优选方案；根据权重系数，确定优化方案；将不同工况优化方案形成成对矩阵编列程序控制档位之间的切换。

所述纯机械传动模式挡位切换的控制方法具体步骤如下：

1)选择输出轴角速度的变化量α、输出轴角速度的变化率β、输出轴角速度的二次微分γ和时间t作为评价指标。α、β、γ分别为转速的零阶、一阶、二阶微分，与时间t共同形成时空评价指标；

输出轴角速度的变化量α

输出轴角速度变化量定义为：

式中：α为输出轴角速度变化量，

为输出轴稳态角速度，ω_omin为输出轴最低角速度输出轴角速度变化率定义为：

式中：β为输出轴角速度变化率

输出轴转矩由式(3)决定：

T_o＝β·J_o

式中：T_o为输出轴转矩，J_o为输出轴转动惯量

输出轴角速度的二次微分定义为：

式中：γ为输出轴角速度二次微分

冲击度是车辆纵向加速度的变化率，由式(5)决定：

式中：j为冲击度，r_d为轮胎动力半径，i_g为变速器传动比，i₀为驱动桥传动比；

2)建立表3所示的L₂₇(3¹³)正交表；表中，“1”、“2”和“3”分别代表相关换挡元件“提前”、“按时”和“延迟”切换；“a”和“b”分别代表无交互作用的换挡元件；“c”、“d”和“e”分别有交互作用的换挡元件；

以机械I档切换到机械Ⅳ档为例：

确定“五因素”为制动器B2、离合器C4、离合器C6、单向离合器F1和单向离合器F2，此5个换挡元件的切换时序为影响传动系统换挡品质的五因素。“五因素”中制动器B2和离合器C4无交互作用，离合器C6、单向离合器F1和单向离合器F2有交互作用。

选择“三水平”为换挡元件“提前”、“按时”和“延迟”切换，可根据实际情况选择“提前”和“延迟”的时间，“提前”和“延迟”的时间可以相同，也可以不同。就本例而言，因为涉及元件较多，其中还有交互作用，故选择“提前”和“延迟”的时间为0.5s。

表3机械传动模式元件切换时序正交表

n为总试验次数，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∈(e，c，e×c1，e×c2，d，e×d1，e×d2，c×d1，a，b，c×d2))；

表中各符号表达式如下：

3)设计如表3正交表头，明确试验方案，进行27次试验，得出试验结果x_i(i＝1,...,27)，计算出相关统计值；

4)再根据方差分析表确定因素和误差的离差平方和及自由度，确定F值，并与临界值进行比较，确定因素和误差的显著性；

表4机械传动模式元件切换时序方差分析表

总离差平方和Q_T，各因素离差平方和Q_F和误差离差平方和Q_e分别为：

Q_T＝W-P＝ΣQ_F+Q_e

Q_F＝U_F-P

总自由度f_T＝26，各因素自由度f_F＝2，误差自由度f_e＝4；

因素和误差的平均离差平方和为：

F值：

机械传动模式元件切换时序方差分析表如表1所示：

方差来源主要在三部分：①“a”、“b”、“c”、“d”和“e”；②“e×c”(包括e×c1和e×c2两部分)、“e×d”(包括e×d1和e×d2两部分)和“c×d”(包括c×d1和c×d2两部分)；③误差e^*；

根据计算出的方差来源各因素和误差的离差平方和、自由度、平均离差平方和，将F_F值和F_α(f_F，f_e)值进行比较；

若F_F＞F_α(f_F，f_e)，则该因素影响显著，否则不显著。选择显著性因素，并直观分析各因素的重要性主次，确定最佳换挡方案。

机械档位优化方案由下式决定：

式中ζ为综合评价指标，ζ_k为单个评价指标，ζ_kmin/ζ_kmax为单个评价指标上/下限，μ_k为权重系数。

将不同工况下得到的换挡机构切换时序数据成组输入到换挡控制器，进而通过控制各组换挡装置的切换时序，保证同种传动模式在各档位切换过程中都有良好的换挡品质。

机械Ⅲ档切换到机械Ⅳ档涉及到3个换挡元件，其中第三离合器313和第一单向离合器317两个元件有交互作用，可采用L₉(3⁴)正交表进行分析，只需将第四因素列替换为交互列。

机械Ⅱ档切换到机械Ⅳ档涉及到4个换挡元件，其中第三离合器313和第一单向离合器317两个元件有交互作用，可采用L₂₇(3¹³)正交表进行分析，相关多余列空置。