1.一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；其特征在于：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。

2.根据权利要求1所述的多功率分配模式的机械液压复合传动装置，其特征在于：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)。

3.根据权利要求1或2所述的多功率分配模式的机械液压复合传动装置，其特征在于：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。

4.根据权利要求3所述的多功率分配模式的机械液压复合传动装置的控制方法，其特征在于：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(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)；

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速比的挡位之间切换，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；

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速比的挡位之间切换，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。

5.根据权利要求4所述的多功率分配模式的机械液压复合传动装置的控制方法，其特征在于：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(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)；

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)；

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；

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。

6.根据权利要求4所述的多功率分配模式的机械液压复合传动装置的控制方法，其特征在于：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(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；

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)；

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)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)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；

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。

7.根据权利要求6所述的多功率分配模式的机械液压复合传动装置的控制方法，其特征在于：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。

8.根据权利要求7所述的多功率分配模式的机械液压复合传动装置的控制方法，其特征在于：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，ωomin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：

To＝β·Jo

式中To为输出轴转矩，Jo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，rd为轮胎动力半径，ig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， 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

a b c d 试验结果xi

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：

式中ξ为综合评价指标，ξk为单个评价指标，ξkmin/ξkmax为单个评价指标上/下限，λk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ξk的优选方案，根据权重系数λk，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，ξk为单个评价指标，ξkmin/ξkmax为单个评价指标上/下限，λk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；

6)通过不同工况下得到的换挡机构切换时序数据，控制各组换挡元件的切换时序。

9.根据权利要求5所述的多功率分配模式的机械液压复合传动装置的控制方法，其特征在于：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。

10.根据权利要求9所述的多功率分配模式的机械液压复合传动装置的控制方法，其特征在于：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为：

式中α为输出轴角速度变化量， 为输出轴稳态角速度，ωomin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：

To＝β·Jo

式中To为输出轴转矩，Jo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，rd为轮胎动力半径，ig为变速器传动比，i0为驱动桥传动比；

2)建立表2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3正交表头，明确试验方案，进行27次试验，得出试验结果xi(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QT，各因素离差平方和QF和误差离差平方和Qe分别为：QT＝W-P＝∑QF+Qe

QF＝UF-P

总自由度fT＝26，各因素自由度fF＝2，误差自由度fe＝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4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FF值和Fα(fF，fe)值进行比较；

若FF＞Fα(fF，fe)，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，ζk为单个评价指标，ζkmin/ζkmax为单个评价指标上/下限，μk为权重系数；

通过不同工况下得到的换挡机构切换时序数据，控制各组换挡元件的切换时序。