一种作业车辆的行走传动装置及其控制方法

本发明涉及一种行走传动装置及其控制方法，特别提供了一种实现精准自由调速的作业车辆的行走传动装置及控制方法。

背景技术：

机械液压复合传动装置一般采用液压传动实现起步工况，机械液压传动满足作业工况，机械传动完成转场工况，在整个调速范围内适应各类工况的作业要求。常见的机械液压复合传动装置各模式档位偏少，难以实现精准自由调速的要求。

技术实现要素：

发明目的：针对现有技术中存在的不足，本发明提供了一种作业车辆的行走传动装置及控制方法，可通过离合器和制动器的组合切换实现液压传动、机械液压复合传动和机械传动等模式的切换，在增加系统容错性能的前提下，提高了调节自由度，扩大了调速范围。

技术方案：一种作业车辆的行走传动装置，包括输入轴、机械传动组件、液压传动组件、汇流组件、行走动力输出轴和作业动力输出轴；所述输入轴分别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分别经过汇流组件动力汇流后传递至行走动力输出轴，所述作业动力输出轴与机械传动组件连接，所述输入轴与机械传动组件之间设有第一离合器c1，所述输入轴通过第一离合器c1与机械传动组件连接；所述机械传动组件与汇流组件之间设有机械传动输出齿轮副，所述机械传动组件通过机械传动输出齿轮副与汇流组件连接；所述输入轴与液压传动组件之间设有液压传动输入齿轮副和第五离合器c5，所述输入轴通过液压传动输入齿轮副和第五离合器c5与液压传动组件连接；所述液压传动组件包括变量泵和定量马达，所述变量泵输出高压油液驱动定量马达工作，所述定量马达的马达输出轴上设有第三制动器b3。

本发明通过离合器和制动器的组合切换实现液压传动、机械液压复合传动和机械传动等模式的切换，在增加系统容错性能的前提下，提高了调节自由度，扩大了调速范围。

进一步，所述机械传动组件包括机械驱动轴、第二离合器c2、第三离合器c3、第四离合器c4、第一制动器b1、第二制动器b2、单向离合器f、机械前太阳轮、机械后太阳轮、机械前后共用行星架、机械前后共用齿圈、机械外行星轮、机械内行星轮；

所述输入轴通过第一离合器c1与机械驱动轴连接；

所述机械前太阳轮通过第二离合器c2与机械驱动轴连接；所述第一制动器b1位于机械前太阳轮与第二离合器c2之间；所述机械前太阳轮通过机械外行星轮与机械前后共用齿圈连接；

所述机械后太阳轮通过第三离合器c3与机械驱动轴连接；所述机械后太阳轮依次通过机械内行星轮和机械外行星轮与机械前后共用齿圈连接；

所述机械前后共用行星架通过第四离合器c4与机械驱动轴连接；所述机械前后共用行星架分别与第二制动器b2和单向离合器f连接；

所述机械外行星轮和机械内行星轮分别安装在机械前后共用行星架上；

所述机械前后共用齿圈与机械传动输出齿轮副啮合。

进一步，所述汇流组件包括汇流驱动轴、第六离合器c6、第七离合器c7、第八离合器c8、第四制动器b4、汇流前太阳轮、汇流后太阳轮、汇流共用齿圈和汇流共用行星架；

所述汇流驱动轴与定量马达的马达输出轴固定连接；

所述汇流驱动轴通过第六离合器c6与汇流前太阳轮连接；

所述汇流驱动轴通过第七离合器c7与汇流后太阳轮连接；

所述汇流驱动轴通过第八离合器c8与行走动力输出轴连接；

所述第四制动器b4与汇流共用齿圈连接；

所述汇流前太阳轮和汇流后太阳轮分别通过汇流共用行星架与汇流共用齿圈连接，所述汇流共用行星架与行走动力输出轴固定连接；

所述汇流共用齿圈与机械传动输出齿轮副啮合。

一种作业车辆的行走传动装置的控制方法，通过制动器和离合器之间的组合切换实现液压传动、机械液压复合传动和机械传动三个类型的传动模式，三个传动类型如下：

液压传动：第五离合器c5接合，同时第一离合器c1和第三制动器b3分离，动力由输入轴依次经过液压传动输入齿轮副、第五离合器c5传递至变量泵，所述变量泵输出高压油液驱动定量马达工作，所述定量马达通过汇流组件将动力传递至行走动力输出轴；

机械液压复合传动：第一离合器c1和第五离合器c5接合，同时第八离合器c8、第三制动器b3和第四制动器b4分离；动力由输入轴分流为两路，一路经液压传动输入齿轮副、第五离合器c5传递至液压传动组件，另一路经第一离合器c1传递至机械传动组件；所述液压传动组件和机械传动组件通过汇流组件将动力传递至行走动力输出轴；

机械传动：第一离合器c1和第三制动器b3接合，同时第五离合器c5、第八离合器c8和第四制动器b4分离；动力由输入轴依次经第一离合器c1、机械传动组件、机械传动输出齿轮副、汇流组件传递至行走动力输出轴。

进一步，所述液压传动包括液压传动ⅰ档和液压传动ⅱ档，具体传动模式如下：

液压传动ⅰ档：第五离合器c5、第六离合器c6和第四制动器b4接合，同时第一离合器c1、第七离合器c7、第八离合器c8和第三制动器b3分离；动力由输入轴依次经过液压传动输入齿轮副、第五离合器c5传递至变量泵，所述变量泵输出高压油液驱动定量马达工作，所述定量马达输出的动力经第六离合器c6、汇流前太阳轮和汇流共用行星架传递至行走动力输出轴；

液压传动ⅱ档：第五离合器c5和第八离合器c8接合，同时第一离合器c1、第六离合器c6、第七离合器c7、第三制动器b3和第四制动器b4分离；动力由输入轴依次经过液压传动输入齿轮副、第五离合器c5传递至变量泵，所述变量泵输出高压油液驱动定量马达工作，所述定量马达输出的动力经第八离合器c8传递至行走动力输出轴。

进一步，所述机械液压复合传动包括正向机械液压复合传动ⅰ档、正向机械液压复合传动ⅱ档、正向机械液压复合传动iii档、正向机械液压复合传动ⅳ档、反向机械液压复合传动档，具体传动模式如下：

正向机械液压复合传动ⅰ档：第一离合器c1、第三离合器c3、第五离合器c5、第六离合器c6和第二制动器b2接合，同时第二离合器c2、第四离合器c4、第七离合器c7、第八离合器c8、第一制动器b1、第三制动器b3和第四制动器b4分离；

所述单向离合器f用于选择性地将机械前后共用行星架单向固定；通过选择性地控制所述单向离合器f或第二制动器b2将机械前后共用行星架单向或双向固定；实现有或无发动机制动功能，使系统具有较好的容错功能；

动力由输入轴分流为两路：

一路经液压传动输入齿轮副、第五离合器c5传递至变量泵，所述变量泵输出高压油液驱动定量马达工作，所述定量马达输出的动力经第六离合器c6传递至汇流前太阳轮；

另一路经第一离合器c1、机械驱动轴传递至第三离合器c3，再依次经机械后太阳轮、机械内行星轮、机械外行星轮、机械前后共用齿圈、机械传动输出齿轮副传递至汇流共用齿圈；

动力经过汇流共用行星架汇流后传递至行走动力输出轴；

正向机械液压复合传动ⅱ档：第一离合器c1、第三离合器c3、第五离合器c5、第六离合器c642和第一制动器b1接合，同时第二离合器c2、第四离合器c4、第七离合器c7、第八离合器c8、第二制动器b2、第三制动器b3和第四制动器b4分离；

动力由输入轴分流为两路：

一路经液压传动输入齿轮副、第五离合器c5传递至变量泵，所述变量泵输出高压油液驱动定量马达工作，所述定量马达输出的动力经第六离合器c6传递至汇流前太阳轮；

另一路经第一离合器c1、机械驱动轴传递至第三离合器c3，再依次经机械后太阳轮、机械内行星轮、机械外行星轮、机械前后共用行星架、机械前后共用齿圈、机械传动输出齿轮副传递至汇流共用齿圈；

动力经过汇流共用行星架汇流后传递至行走动力输出轴；

正向机械液压复合传动iii档：第一离合器c1、第三离合器c3、第四离合器c4、第五离合器c5和第六离合器c6接合，同时第二离合器c2、第七离合器c7、第八离合器c8、第一制动器b1、第二制动器b2、第三制动器b3和第四制动器b4分离；

动力由输入轴分流为两路：

一路经液压传动输入齿轮副、第五离合器c5传递至变量泵，所述变量泵输出高压油液驱动定量马达工作，所述定量马达输出的动力经第六离合器c6传递至汇流前太阳轮；

另一路经第一离合器c1、机械驱动轴分别传递至第三离合器c3和第四离合器c4，传递至第三离合器c3的动力再依次经机械后太阳轮、机械内行星轮、机械外行星轮传递至机械前后公用齿圈，传递至第四离合器c4的动力经第四离合器c4和机械前后共用行星架传递至机械前后公用齿圈，经机械前后公用齿圈的汇流动力依次经机械前后共用齿圈、机械传动输出齿轮副传递至汇流共用齿圈；

动力经过汇流共用行星架汇流后传递至行走动力输出轴；

正向机械液压复合传动ⅳ档：第一离合器c1、第四离合器c4、第五离合器c5、第六离合器c6和第一制动器b1接合，同时第二离合器c2、第三离合器c3、第七离合器c7、第八离合器c8、第二制动器b2、第三制动器b3和第四制动器b4分离；

动力由输入轴分流为两路：

一路经液压传动输入齿轮副、第五离合器c5传递至变量泵，所述变量泵输出高压油液驱动定量马达工作，所述定量马达输出的动力经第六离合器c6传递至汇流前太阳轮；

另一路经第一离合器c1、机械驱动轴、第四离合器c4传递至机械前后共用行星架、机械前后共用齿圈、机械传动输出齿轮副传递至汇流共用齿圈；

动力经过汇流共用行星架汇流后传递至行走动力输出轴；

反向机械液压复合传动档：第一离合器c1、第二离合器c2第五离合器c5、第七离合器c7和第二制动器b2接合，同时第三离合器c3、第四离合器c4、第六离合器c6、第八离合器c8、第一制动器b1、第三制动器b3和第四制动器b4分离；

动力由输入轴分流为两路：

一路经液压传动输入齿轮副、第五离合器c5传递至变量泵，所述变量泵输出高压油液驱动定量马达工作，所述定量马达输出的动力经第七离合器c7传递至汇流后太阳轮；

另一路经第一离合器c1、机械驱动轴依次经第二离合器c2、机械前太阳轮、机械外行星轮、机械前后共用齿圈、机械传动输出齿轮副传递至汇流共用齿圈；

动力经过汇流共用行星架汇流后传递至行走动力输出轴。

进一步，所述机械传动包括正向机械传动ⅰ档、正向机械传动ⅱ档、正向机械传动iii档、正向机械传动ⅳ档、反向机械传动档，具体传动模式如下：

正向机械传动ⅰ档：第一离合器c1、第三离合器c3、第六离合器c6、第二制动器b2和第三制动器b3接合，同时第二离合器c2、第四离合器c4、第五离合器c5、第七离合器c7、第八离合器c8、第一制动器b1和第四制动器b4分离；

动力由输入轴经第一离合器c1、机械驱动轴传递至第三离合器c3，再依次经机械后太阳轮、机械内行星轮、机械外行星轮、机械前后共用齿圈、机械传动输出齿轮副传递至汇流共用齿圈；

动力经过汇流共用行星架后传递至行走动力输出轴；

正向机械传动ⅱ档：第一离合器c1、第三离合器c3、第六离合器c6、第一制动器b1和第三制动器b3接合，同时第二离合器c2、第四离合器c4、第五离合器c5、第七离合器c7、第八离合器c8、第二制动器b2和第四制动器b4分离；

动力由输入轴经第一离合器c1、机械驱动轴传递至第三离合器c3，再依次经机械后太阳轮、机械内行星轮、机械外行星轮、机械前后共用行星架、机械前后共用齿圈、机械传动输出齿轮副传递至汇流共用齿圈；

动力经过汇流共用行星架后传递至行走动力输出轴；

正向机械传动iii档：第一离合器c1、第三离合器c3、第四离合器c4、第六离合器c6和第三制动器b3接合，同时第二离合器c2、第五离合器c5、第七离合器c7、第八离合器c8、第一制动器b1、第二制动器b2和第四制动器b4分离；

动力由输入轴经第一离合器c1、机械驱动轴分别传递至第三离合器c3和第四离合器c4，传递至第三离合器c3的动力再依次经机械后太阳轮、机械内行星轮、机械外行星轮传递至机械前后公用齿圈，传递至第四离合器c4的动力经第四离合器c4和机械前后共用行星架传递至机械前后公用齿圈，经机械前后公用齿圈的汇流动力依次经机械前后共用齿圈、机械传动输出齿轮副传递至汇流共用齿圈；

动力经过汇流共用行星架后传递至行走动力输出轴；

正向机械传动ⅳ档：第一离合器c1、第四离合器c4、第六离合器c6、第一制动器b1和第三制动器b3接合，同时第二离合器c2、第三离合器c3、第五离合器c5、第七离合器c7、第八离合器c8、第二制动器b2和第四制动器b4分离；

动力由输入轴依次经第一离合器c1、机械驱动轴、第四离合器c4、机械前后共用行星架、机械前后共用齿圈、机械传动输出齿轮副传递至汇流共用齿圈；

动力经过汇流共用行星架后传递至行走动力输出轴；

反向机械传动档：第一离合器c1、第二离合器c2、第七离合器c7、第二制动器b2和第三制动器b3接合，同时第三离合器c3、第四离合器c4、第五离合器c5、第六离合器c6、第八离合器c8、第一制动器b1和第四制动器b4分离；

动力由输入轴依次经第一离合器c1、机械驱动轴、第二离合器c2、机械前太阳轮、机械外行星轮、机械前后共用齿圈、机械传动输出齿轮副传递至汇流共用齿圈；

动力经过汇流共用行星架后传递至行走动力输出轴。

进一步，所述液压传动包括液压传动ⅰ档和液压传动ⅱ档的行走动力输出轴转速no的计算方法为：

液压传动ⅰ档

式中，e为液压传动机构排量比，i1i2为液压传动输入齿轮副传动比，k2为汇流机构前行星齿轮特性参数，ne为发动机转速，no为行走动力输出轴转速；

当e＞0时，为正向档位；当e＜0时，为反向倒档；

液压传动ⅱ档

式中，e为液压传动机构排量比，i1i2为液压传动输入齿轮副传动比，ne为发动机转速，no为行走动力输出轴转速；

当e＞0时，为正向档位；当e＜0时，为反向倒档。

进一步，所述机械液压复合传动包括正向机械液压复合传动ⅰ档、正向机械液压复合传动ⅱ档、正向机械液压复合传动iii档、正向机械液压复合传动ⅳ档、反向机械液压复合传动档的输出轴转速no的计算方法为：

正向机械液压复合传动ⅰ档

式中，e为液压传动机构排量比，i1i2为液压传动输入齿轮副传动比，k2为汇流机构前行星齿轮特性参数，ne为发动机转速，no为行走动力输出轴转速，i3i4为机械传动输出齿轮副传动比，imf1为机械传动机构ⅰ档传动比；

正向机械液压复合传动ⅱ档

式中，imf2为机械传动机构ⅱ档传动比；

正向机械液压复合传动iii档

式中，imf3为机械传动机构iii档传动比；

正向机械液压复合传动ⅳ档

式中，imf4为机械传动机构ⅳ档传动比；

反向机械液压复合传动档

式中，k3为汇流机构后行星齿轮特性参数，imr为机械传动机构倒档传动比。

进一步，所述机械传动包括正向机械传动ⅰ档、正向机械传动ⅱ档、正向机械传动iii档、正向机械传动ⅳ档、反向机械传动档的输出轴转速no的计算方法为：

正向机械传动ⅰ档：

式中，e为液压传动机构排量比，k2为汇流机构前行星齿轮特性参数，ne为发动机转速，no为行走动力输出轴转速，i3i4为机械传动输出齿轮副传动比，imf1为机械传动机构ⅰ档传动比；

正向机械传动ⅱ档：

式中，imf2为机械传动机构ⅱ档传动比；

正向机械传动iii档：

式中，imf3为机械传动机构iii档传动比；

正向机械传动ⅳ档：

式中，imf4为机械传动机构ⅳ档传动比；

反向机械传动档：

式中，k3为汇流机构后行星齿轮特性参数，imr为机械传动机构倒档传动比。

有益效果：本发明液压传动采用两个档位，满足多样精准作业和较宽调速范围的要求；液压传动高档位可与机械液压传动档位同步换挡，并具有连接多个机械液压传动档位实现无动力中断换挡的功能；选择性地控制所述单向离合器f或第二制动器b2将前后行星齿轮共用行星架单向或双向固定，实现有或无发动机制动功能，使系统具有较好的容错功能；采用机械传动机构多档位与汇流机构双特性参数相结合，扩展了整个传动装置的调速范围和自由度。

附图说明

为了更清楚地说明本发明实施例或现有技术中的技术方案，下面将对实施例或现有技术描述中所需要使用的附图作简单地介绍，显而易见地，下面描述中的附图仅仅是本发明的实施例，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动的前提下，还可以根据提供的附图获得其他的附图；

图1为本发明的结构原理图；

图2为本发明液压传动ⅰ档功率流向示意图；

图3为本发明液压传动ⅱ档功率流向示意图；

图4为本发明正向机械液压复合传动ⅰ档功率流向示意图；

图5为本发明正向机械液压复合传动ⅱ档功率流向示意图；

图6为本发明正向机械液压复合传动iii档功率流向示意图；

图7为本发明正向机械液压复合传动ⅳ档功率流向示意图；

图8为本发明反向机械液压复合传动档功率流向示意图

图9为本发明正向机械传动ⅰ档功率流向示意图；

图10为本发明正向机械传动ⅱ档功率流向示意图；

图11为本发明正向机械传动iii档功率流向示意图；

图12为本发明正向机械传动ⅳ档功率流向示意图；

图13为本发明反向机械传动档功率流向示意图；

图14为本发明各档位模式切换及其调速特性曲线图。

具体实施方式

下面将结合本发明实施例中的附图，对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例仅仅是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。

在本发明的描述中，需要理解的是，术语“上”、“下”、“前”、“后”、“左”、“右”、“竖直”、“水平”、“顶”、“底”“内”、“外”等指示的方位或位置关系为基于附图所示的方位或位置关系，仅是为了便于描述本发明和简化描述，而不是指示或暗示所指的装置或元件必须具有特定的方位、以特定的方位构造和操作，因此不能理解为对本发明的限制。

在本发明中，除非另有明确的规定和限定，第一特征在第二特征之“上”或之“下”可以包括第一和第二特征直接接触，也可以包括第一和第二特征不是直接接触而是通过它们之间的另外的特征接触。而且，第一特征在第二特征“之上”、“上方”和“上面”包括第一特征在第二特征正上方和斜上方，或仅仅表示第一特征水平高度高于第二特征。第一特征在第二特征“之下”、“下方”和“下面”包括第一特征在第二特征正下方和斜下方，或仅仅表示第一特征水平高度小于第二特征。

如图1所示，一种作业车辆的行走传动装置，包括输入轴1、机械传动组件2、液压传动组件3、汇流组件4、行走动力输出轴5和作业动力输出轴6；所述输入轴1分别与相互并联的机械传动组件2和液压传动组件3连接，所述机械传动组件2和液压传动组件3分别经过汇流组件4动力汇流后传递至行走动力输出轴5，所述作业动力输出轴6与机械传动组件2连接；

所述输入轴1与机械传动组件2之间设有第一离合器c121，所述输入轴1通过第一离合器c121与机械传动组件2连接；所述机械传动组件2与汇流组件4之间设有机械传动输出齿轮副22，所述机械传动组件2通过机械传动输出齿轮副22与汇流组件4连接；

所述输入轴1与液压传动组件3之间设有液压传动输入齿轮副31和第五离合器c532，所述输入轴1通过液压传动输入齿轮副31和第五离合器c532与液压传动组件3连接；所述液压传动组件3包括变量泵33和定量马达34，所述变量泵33输出高压油液驱动定量马达34工作，所述定量马达34的马达输出轴上设有第三制动器b335。

所述机械传动组件2包括机械驱动轴23、第二离合器c224、第三离合器c325、第四离合器c426、第一制动器b127、第二制动器b228、单向离合器f29、机械前太阳轮210、机械后太阳轮211、机械前后共用行星架212、机械前后共用齿圈213、机械外行星轮214、机械内行星轮215；

所述输入轴1通过第一离合器c121与机械驱动轴23连接；

所述机械前太阳轮210通过第二离合器c224与机械驱动轴23连接；所述第一制动器b127位于机械前太阳轮210与第二离合器c224之间；所述机械前太阳轮210通过机械外行星轮214与机械前后共用齿圈213连接；

所述机械后太阳轮211通过第三离合器c325与机械驱动轴23连接；所述机械后太阳轮211依次通过机械内行星轮215和机械外行星轮214与机械前后共用齿圈213连接；

所述机械前后共用行星架212通过第四离合器c426与机械驱动轴23连接；所述机械前后共用行星架212分别与第二制动器b228和单向离合器f29连接；

所述机械外行星轮214和机械内行星轮215分别安装在机械前后共用行星架212上；

所述机械前后共用齿圈213与机械传动输出齿轮副22啮合。

所述汇流组件4包括汇流驱动轴41、第六离合器c642、第七离合器c743、第八离合器c844、第四制动器b445、汇流前太阳轮46、汇流后太阳轮47、汇流共用齿圈48和汇流共用行星架49；

所述汇流驱动轴41与定量马达34的马达输出轴固定连接；

所述汇流驱动轴41通过第六离合器c642与汇流前太阳轮46连接；

所述汇流驱动轴41通过第七离合器c743与汇流后太阳轮47连接；

所述汇流驱动轴41通过第八离合器c843与行走动力输出轴5连接；

所述第四制动器b444与汇流共用齿圈48连接；

所述汇流前太阳轮46和汇流后太阳轮47分别通过汇流共用行星架49与汇流共用齿圈48连接，所述汇流共用行星架49与行走动力输出轴5固定连接；

所述汇流共用齿圈48与机械传动输出齿轮副22啮合。

通过调节液压传动组件3的排量比和选择性控制所述离合器和制动器组件的接合，提供行走动力输出轴5与输入轴1之间的传动方式包括：液压传动、机械液压复合传动和机械传动三个类型。各档位模式切换元件接合状态如表1所示：

表1模式切换元件接合状态

表中：①c代表离合器，b代表制动器；②f代表后档，r代表负档；③h代表液压传动，m代表机械传动，hm代表机械液压复合传动，简称机液复合传动；④▲代表元件处于接合状态，△代表元件处于分离状态。

1.1、液压传动ⅰ档

如图2所示，第五离合器c532、第六离合器c642和第四制动器b445接合，同时第一离合器c121、第七离合器c743、第八离合器c843和第三制动器b335分离；动力由输入轴1依次经过液压传动输入齿轮副31、第五离合器c532传递至变量泵33，所述变量泵33输出高压油液驱动定量马达34工作，所述定量马达34输出的动力经第六离合器c642、汇流前太阳轮46和汇流共用行星架49传递至行走动力输出轴5。

所述液压传动ⅰ档的行走动力输出轴5转速no的计算方法为：

式中，e为液压传动机构排量比，i1i2为液压传动输入齿轮副传动比，k2为汇流机构前行星齿轮特性参数，ne为发动机转速，no为行走动力输出轴转速；

当e＞0时，为正向档位；当e＜0时，为反向倒档。

1.2、液压传动ⅱ档

如图3所示，第五离合器c532和第八离合器c843接合，同时第一离合器c121、第六离合器c642、第七离合器c743、第三制动器b335和第四制动器b445分离；动力由输入轴1依次经过液压传动输入齿轮副31、第五离合器c532传递至变量泵33，所述变量泵33输出高压油液驱动定量马达34工作，所述定量马达34输出的动力经第八离合器c843传递至行走动力输出轴5。

所述液压传动ⅱ档的行走动力输出轴5转速no的计算方法为：

式中，e为液压传动机构排量比，i1i2为液压传动输入齿轮副传动比，ne为发动机转速，no为行走动力输出轴转速；

当e＞0时，为正向档位；当e＜0时，为反向倒档。

2.1、正向机械液压复合传动ⅰ档

如图4所示，第一离合器c121、第三离合器c325、第五离合器c532、第六离合器c642和第二制动器b228接合，同时第二离合器c224、第四离合器c426、第七离合器c743、第八离合器c844、第一制动器b127、第三制动器b335和第四制动器b445分离；

动力由输入轴1分流为两路：

一路经液压传动输入齿轮副31、第五离合器c532传递至变量泵33，所述变量泵33输出高压油液驱动定量马达34工作，所述定量马达34输出的动力经第六离合器c642传递至汇流前太阳轮46；

另一路经第一离合器c121、机械驱动轴23传递至第三离合器c325，再依次经机械后太阳轮211、机械内行星轮215、机械外行星轮214、机械前后共用齿圈213、机械传动输出齿轮副22传递到汇流共用齿圈48；

动力经过汇流共用行星架49汇流后传递至行走动力输出轴5。

正向机械液压复合传动ⅰ档的行走动力输出轴5转速no的计算方法为：

式中，e为液压传动机构排量比，i1i2为液压传动输入齿轮副传动比，k2为汇流机构前行星齿轮特性参数，ne为发动机转速，no为行走动力输出轴转速，i3i4为机械传动输出齿轮副传动比，imf1为机械传动机构ⅰ档传动比；

2.2、正向机械液压复合传动ⅱ档

如图5所示，第一离合器c121、第三离合器c325、第五离合器c532、第六离合器c642和第一制动器b127接合，同时第二离合器c224、第四离合器c426、第七离合器c743、第八离合器c844、第二制动器b228、第三制动器b335和第四制动器b445分离；

动力由输入轴1分流为两路：

一路经液压传动输入齿轮副31、第五离合器c532传递至变量泵33，所述变量泵33输出高压油液驱动定量马达34工作，所述定量马达34输出的动力经第六离合器c642传递至汇流前太阳轮46；

另一路经第一离合器c121、机械驱动轴23传递至第三离合器c325，再依次经机械后太阳轮211、机械内行星轮215、机械外行星轮214、机械前后共用行星架212、机械前后共用齿圈213、机械传动输出齿轮副22传递到汇流共用齿圈48；

动力经过汇流共用行星架49汇流后传递至行走动力输出轴5。

正向机械液压复合传动ⅱ档的行走动力输出轴5转速no的计算方法为：

式中，imf2为机械传动机构ⅱ档传动比；

2.3、正向机械液压复合传动iii档

如图6所示，第一离合器c121、第三离合器c325、第四离合器c426、第五离合器c532和第六离合器c642接合，同时第二离合器c224、第七离合器c743、第八离合器c844、第一制动器b127、第二制动器b228、第三制动器b335和第四制动器b445分离；

动力由输入轴1分流为两路：

一路经液压传动输入齿轮副31、第五离合器c532传递至变量泵33，所述变量泵33输出高压油液驱动定量马达34工作，所述定量马达34输出的动力经第六离合器c642传递至汇流前太阳轮46；

另一路经第一离合器c121、机械驱动轴23分别传递至第三离合器c325和第四离合器c426，传递至第三离合器c325的动力再依次经机械后太阳轮211、机械内行星轮215、机械外行星轮214传递至机械前后公用齿圈213，传递至第四离合器c426的动力经第四离合器c426和机械前后共用行星架212传递至机械前后公用齿圈213，经机械前后公用齿圈213的汇流动力依次经机械前后共用齿圈213、机械传动输出齿轮副22传递到汇流共用齿圈48；

动力经过汇流共用行星架49汇流后传递至行走动力输出轴5。

正向机械液压复合传动iii档的行走动力输出轴5转速no的计算方法为：

式中，imf3为机械传动机构iii档传动比；

2.4、正向机械液压复合传动ⅳ档

如图7所示，第一离合器c121、第四离合器c426、第五离合器c532、第六离合器c642和第一制动器b127接合，同时第二离合器c224、第三离合器c325、第七离合器c743、第八离合器c844、第二制动器b228、第三制动器b335和第四制动器b445分离；

动力由输入轴1分流为两路：

一路经液压传动输入齿轮副31、第五离合器c532传递至变量泵33，所述变量泵33输出高压油液驱动定量马达34工作，所述定量马达34输出的动力经第六离合器c642传递至汇流前太阳轮46；

另一路经第一离合器c121、机械驱动轴23、第四离合器c426传递至机械前后共用行星架212、机械前后共用齿圈213、机械传动输出齿轮副22传递到汇流共用齿圈48；

动力经过汇流共用行星架49汇流后传递至行走动力输出轴5。

正向机械液压复合传动ⅳ档的行走动力输出轴5转速no的计算方法为：

式中，imf4为机械传动机构ⅳ档传动比。

2.5、反向机械液压复合传动档

如图8所示，第一离合器c121、第二离合器c224第五离合器c532、第七离合器c743和第二制动器b228接合，同时第三离合器c325、第四离合器c426、第六离合器c642、第八离合器c844、第一制动器b127、第三制动器b335和第四制动器b445分离；

动力由输入轴1分流为两路：

一路经液压传动输入齿轮副31、第五离合器c532传递至变量泵33，所述变量泵33输出高压油液驱动定量马达34工作，所述定量马达34输出的动力经第七离合器c743传递至汇流后太阳轮47；

另一路经第一离合器c121、机械驱动轴23依次经第二离合器c224、机械前太阳轮210、机械外行星轮214、机械前后共用齿圈213、机械传动输出齿轮副22传递到汇流共用齿圈48；

动力经过汇流共用行星架49汇流后传递至行走动力输出轴5。

反向机械液压复合传动档的行走动力输出轴5转速no的计算方法为：

式中，k3为汇流机构后行星齿轮特性参数，imr为机械传动机构倒档传动比。

3.1、正向机械传动ⅰ档

如图9所示，第一离合器c121、第三离合器c325、第六离合器c642、第二制动器b228和第三制动器b335接合，同时第二离合器c224、第四离合器c426、第五离合器c532、第七离合器c743、第八离合器c844、第一制动器b127和第四制动器b445分离；

动力由输入轴1经第一离合器c121、机械驱动轴23传递至第三离合器c325，再依次经机械后太阳轮211、机械内行星轮215、机械外行星轮214、机械前后共用齿圈213、机械传动输出齿轮副22传递到汇流共用齿圈48；

动力经过汇流共用行星架49后传递至行走动力输出轴5。

正向机械传动ⅰ档的行走动力输出轴5转速no的计算方法为：

式中，e为液压传动机构排量比，k2为汇流机构前行星齿轮特性参数，ne为发动机转速，no为行走动力输出轴转速，i3i4为机械传动输出齿轮副传动比，imf1为机械传动机构ⅰ档传动比。

3.2、正向机械传动ⅱ档

如图10所示，第一离合器c121、第三离合器c325、第六离合器c642、第一制动器b127和第三制动器b335接合，同时第二离合器c224、第四离合器c426、第五离合器c532、第七离合器c743、第八离合器c844、第二制动器b228和第四制动器b445分离；

动力由输入轴1经第一离合器c121、机械驱动轴23传递至第三离合器c325，再依次经机械后太阳轮211、机械内行星轮215、机械外行星轮214、机械前后共用行星架212、机械前后共用齿圈213、机械传动输出齿轮副22传递到汇流共用齿圈48；

动力经过汇流共用行星架49后传递至行走动力输出轴5。

正向机械传动ⅱ档的行走动力输出轴5转速no的计算方法为：

式中，imf2为机械传动机构ⅱ档传动比。

3.3、正向机械传动iii档

如图11所示，第一离合器c121、第三离合器c325、第四离合器c426、第六离合器c642和第三制动器b335接合，同时第二离合器c224、第五离合器c532、第七离合器c743、第八离合器c844、第一制动器b127、第二制动器b228和第四制动器b445分离；

动力由输入轴1经第一离合器c121、机械驱动轴23分别传递至第三离合器c325和第四离合器c426，传递至第三离合器c325的动力再依次经机械后太阳轮211、机械内行星轮215、机械外行星轮214传递至机械前后公用齿圈213，传递至第四离合器c426的动力经第四离合器c426和机械前后共用行星架212传递至机械前后公用齿圈213，经机械前后公用齿圈213的汇流动力依次经机械前后共用齿圈213、机械传动输出齿轮副22传递到汇流共用齿圈48；

动力经过汇流共用行星架49后传递至行走动力输出轴5。

正向机械传动iii档的行走动力输出轴5转速no的计算方法为：：

式中，imf3为机械传动机构iii档传动比。

3.4、正向机械传动ⅳ档

如图12所示，第一离合器c121、第四离合器c426、第六离合器c642、第一制动器b127和第三制动器b335接合，同时第二离合器c224、第三离合器c325、第五离合器c532、第七离合器c743、第八离合器c844、第二制动器b228和第四制动器b445分离；

动力由输入轴1依次经第一离合器c121、机械驱动轴23、第四离合器c426、机械前后共用行星架212、机械前后共用齿圈213、机械传动输出齿轮副22传递到汇流共用齿圈48；

动力经过汇流共用行星架49后传递至行走动力输出轴5。

正向机械传动ⅳ档行走动力输出轴5转速no的计算方法为：

式中，imf4为机械传动机构ⅳ档传动比；

3.5、反向机械传动档

如图13所示，第一离合器c121、第二离合器c224、第七离合器c743、第二制动器b228和第三制动器b335接合，同时第三离合器c325、第四离合器c426、第五离合器c532、第六离合器c642、第八离合器c844、第一制动器b127和第四制动器b445分离；

动力由输入轴1依次经第一离合器c121、机械驱动轴23、第二离合器c224、机械前太阳轮210、机械外行星轮214、机械前后共用齿圈213、机械传动输出齿轮副22传递到汇流共用齿圈48；

动力经过汇流共用行星架49后传递至行走动力输出轴5。

反向机械传动档行走动力输出轴5转速no的计算方法为：

式中，k3为汇流机构后行星齿轮特性参数，imr为机械传动机构倒档传动比。

实施例

确定主要参数如下：i1i2＝1.00，i3i4＝1.00，imf1＝2.50，imf2＝1.50，imf3＝1.00，imf4＝0.75，imr＝-2.00，k2＝1.5，k3＝2.0。

图14给出传动装置输出转速与输入转速之比与排量比之间的关系，输出轴可接减速装置驱动车辆行驶。

o为原点；

a(0，0.24)为机械ⅰ档特征点，即no＝0.24ne；

b(0，0.40)为机械ⅱ档特征点，即no＝0.40ne；

c(0，0.60)为机械iii档特征点，即no＝0.60ne；

d(0，0.80)为机械ⅳ档特征点，即no＝0.80ne；

e(0，-0.33)为机械倒档特征点，即no＝-0.33ne。

对于r1(h)档位，当e∈[-1.00，0]时，no/ne∈[-0.40，0]；对于f1(h)档位，当e∈[0，1.00]时，no/ne∈[0，0.40]；选用r1(h)档位和f1(h)档位，调速精度较高。

对于r2(h)档位，当e∈[-1.00，0]时，no/ne∈[-1.00，0]；对于f2(h)档位，当e∈[0，1.00]时，no/ne∈[0，1.00]；选用r2(h)档位和f2(h)档位，调速范围较宽。

对于f1(hm)档位，当e∈[-0.60，1.00]时，no/ne∈[0，0.64]；

对于f2(hm)档位，当e∈[-1.00，1.00]时，no/ne∈[0，0.80]；

对于f3(hm)档位，当e∈[-1.00，1.00]时，no/ne∈[0.20，1.00]；

对于f4(hm)档位，当e∈[-1.00，1.00]时，no/ne∈[0.40，1.20]；

对于r(hm)档位，当e∈[-1.00，1.00]时，no/ne∈[-0.67，0]。

f(-0.50，-0.50)为r2(h)档位与r(hm)档位同步换挡切换点；

g(0.40，0.40)为f2(h)档位与f1(hm)档位同步换挡切换点；

h(0.67，0.67)为f2(h)档位与f2(hm)档位同步换挡切换点；

i(1.00，1.00)为f2(h)档位与f3(hm)档位同步换挡切换点。

f1(h)档位调速特性曲线与f1(hm)档位、f2(hm)档位、f3(hm)档位和f4(hm)档位调速特性曲线相互平行，可实现档位间的动力中断换挡和档位内的无级调速。

f2(h)档位可在g、h和i点无动力中断切换到f1(hm)档位、f2(hm)档位和f3(hm)档位，f1(hm)档位、f2(hm)档位和f3(hm)档位之间可通过f1(hm)档位无动力中断切换，f1(hm)档位、f2(hm)档位、f3(hm)档位和f4(hm)档位之间可自由有动力中断切换。

在f1(m)档位和f1(hm)档位中，可使用单向离合器f29替换第二制动器b228，此时该档位无发动机制动。

本说明书中各个实施例采用递进的方式描述，每个实施例重点说明的都是与其他实施例的不同之处，各个实施例之间相同相似部分互相参见即可。对于实施例公开的装置而言，由于其与实施例公开的方法相对应，所以描述的比较简单，相关之处参见方法部分说明即可。

对所公开的实施例的上述说明，使本领域专业技术人员能够实现或使用本发明。对这些实施例的多种修改对本领域的专业技术人员来说将是显而易见的，本文中所定义的一般原理可以在不脱离本发明的精神或范围的情况下，在其它实施例中实现。因此，本发明将不会被限制于本文所示的这些实施例，而是要符合与本文所公开的原理和新颖特点相一致的最宽的范围。