CN104728385B - 并联式双流变速传动装置 - Google Patents

Abstract

一种并联式双流变速传动装置，包括第一动力输入单元、第二动力输入单元以及动力输出单元；第一动力输入单元包括第一分动器、第一轴、第一套管轴、第一液压泵、奇数挡主动齿轮及同步器；第二动力输入单元包括第二分动器、第二轴、第二套管轴、第二液压泵、偶数挡主动齿轮及同步器；动力输出单元包括第三轴、液压马达以及奇偶挡从动齿轮；第一轴、第二轴和第三轴之间平行布置，第三轴的奇偶挡从动齿轮与第一套管轴的奇数挡主动齿轮或/和第二套管轴的偶数挡主动齿轮常啮合；第一液压泵的排油口通往液压马达的供油口，第二液压泵的排油口通往液压马达的供油口；第一轴或者第二轴作为装置的动力输入轴，第三轴作为装置的动力输出轴。

Description

并联式双流变速传动装置

技术领域

本发明属于车辆传动系统，具体涉及一种采用两条机械-液压双流传动路线并联方式形成的变速传动装置及其液压控制系统。

背景技术

变速传动系统是车辆不可或缺的重要组成部分。按照动力传递及变速传动方式，现代车辆主要采用的有机械变速传动系统、液压传动系统和电传动系统等。

机械变速传动系统主要是以发动机为动力、以各种类型机械变速装置或电液变速装置组成的传动系统，根据变速换挡操作方式，分为手动和自动变速传动系统，而在自动变速系统中，根据换挡执行机构形式，又分为半自动、自动和双离合器自动变速系统，其中，双离合器自动变速系统可以认为是由两台机械式手动变速系统与自动变速装置组合而成，在变速过程中能够实现换入挡位预置使换挡过程更为迅捷平顺，因此其应用不断得到扩展；机械变速传动系统的特点是：技术成熟、制造工艺完善、系统传动效率高、生产成本低、应用广泛，但与发动机的优化匹配难以进一步得到有效提升。

液压传动系统又称为静压传动系统，主要是以发动机为动力、以液压泵、液压马达、液压伺服控制与执行作动元件和液压管路等组成的动力传动系统，其特点是以液压油液为能量传递载体传递动力，系统机械传动部件少、结构简单、传动比变化范围大并且易于调节、运行平稳、振动噪声小、控制相对容易并可实现无极变速，但作为驱动元件的液压马达工作转速不宜过高、对车辆中、高速行驶工况时的传动要求适应性相对较差。

电传动系统是以电力为能源、以电动机与简单机械机构组成的传动系统，其特点是传动系统结构相对简单、振动噪声和污染排放小，但在现有技术条件下，应用电传动系统的车辆续航里程有限、难以满足用户需求。

此外，在工程车辆、农机动力底盘和军事车辆等特种车辆上，也少量采用有机械-液压双流传动变速系统，此类传动系统首先通过分动装置将发动机输入的动力进行分流、分别以机械和液压两种方式传动到系统传动路线的某一传动节点上进行动力汇流后通过系统输出端对外输出，其特点是，既有机械传动效率高、又有液压传动传动比变化范围大、易于调节的特点。

发明内容

本发明提供一种并联式双流变速传动装置，其目的是为了借鉴双离合器自动变速传动系统的结构特点和可实现换入挡位预置特性，充分利用和发挥机械-液压双流传动效率高、传动比变化范围大、易于调节的特点，使车辆传动系统变速换挡过程迅捷平顺、更易与发动机优化匹配，从而使车辆更易于操控、更加高效和节能环保。

为达到上述目的，本发明采用的技术方案是：一种并联式双流变速传动装置，该装置中的变速传动系统TR由第一动力输入变速传动单元DT1、第二动力输入变速传动单元DT2以及动力输出单元DTO组成。

所述第一动力输入变速传动单元DT1包括第一分动器FD1、第一轴Z1、第一套管轴TZ1、第一泵轴BZ1、第一液压泵HB1、主传动从动齿轮ZC1、至少一个奇数挡主动齿轮以及与每个奇数挡主动齿轮配合的奇数挡同步器。

所述第一分动器FD1为NGW型行星齿轮机构，由第一太阳轮TC1、至少两个第一行星轮XC1、第一行星架XJ1和第一内齿圈CQ1组成；所述第一行星架XJ1上设有行星轮轴，每个行星轮轴上转动设置一个第一行星轮XC1，所有第一行星轮XC1均位于第一太阳轮TC1和第一内齿圈CQ1之间，并同时与第一太阳轮TC1和第一内齿圈CQ1常啮合；所述第一太阳轮TC1作为第一分动器FD1的输入端，所述第一内齿圈CQ1作为第一分动器FD1的第一输出端，所述第一行星架XJ1作为第一分动器FD1的第二输出端。

所述第一轴Z1同轴插设于第一套管轴TZ1内且两端外伸，第一轴Z1一端与所述第一太阳轮TC1固定连接，另一端靠近端部位置固定连接所述主传动从动齿轮ZC1；所述第一套管轴TZ1一端固定连接所述第一内齿圈CQ1，第一套管轴TZ1上沿轴向间隔设置各个奇数挡主动齿轮，每个奇数挡主动齿轮均套设于第一套管轴TZ1上，使得奇数挡主动齿轮相对于第一套管轴TZ1转动连接，同时在轴向定位配合；所述奇数挡同步器对应每个奇数挡主动齿轮布置，使每个奇数挡主动齿轮与第一套管轴TZ1之间均通过奇数挡同步器实现锁定或解锁的连接关系，当奇数挡同步器移动至结合位置时，对应的奇数挡主动齿轮与第一套管轴TZ1锁定并随同第一套管轴TZ1同步转动，当奇数挡同步器移动至脱离位置时，对应的奇数挡主动齿轮与第一套管轴TZ1解锁。

所述第一泵轴BZ1的一端与第一液压泵HB1的转子传动连接，另一端与第一行星架XJ1固定连接；所述第一轴Z1、第一套管轴TZ1和第一泵轴BZ1同轴布置且皆相对于装置壳体KT转动支承。

所述第二动力输入变速传动单元DT2包括第二分动器FD2、第二轴Z2、第二套管轴TZ2、第二泵轴BZ2、第二液压泵HB2、主传动主动齿轮ZC2、至少一个偶数挡主动齿轮以及与每个偶数挡主动齿轮配合的偶数挡同步器。

所述第二分动器FD2为NGW型行星齿轮机构，由第二太阳轮TC2、至少两个第二行星轮XC2、第二行星架XJ2和第二内齿圈CQ2组成；所述第二行星架XJ2上设有行星轮轴，每个行星轮轴上转动设置一个第二行星轮XC2，所有第二行星轮XC2均位于第二太阳轮TC2和第二内齿圈CQ2之间，并同时与第二太阳轮TC2和第二内齿圈CQ2常啮合；所述第二太阳轮TC2作为第二分动器FD2的输入端，所述第二行星架XJ2作为第二分动器FD2的第一输出端，所述第二内齿圈CQ2作为第二分动器FD2的第二输出端。

所述第二轴Z2同轴插设于第二套管轴TZ2内且两端外伸，第二轴Z2一端与所述第二太阳轮TC2固定连接，另一端靠近端部位置固定连接所述主传动主动齿轮ZC2；所述第二套管轴TZ2一端固定连接所述第二行星架XJ2，第二套管轴TZ2上沿轴向间隔设置各个偶数挡主动齿轮，每个偶数挡主动齿轮均套设于第二套管轴TZ2上，使得偶数挡主动齿轮相对于第二套管轴TZ2转动连接，同时在轴向定位配合；所述偶数挡同步器对应每个偶数挡主动齿轮布置，使每个偶数挡主动齿轮与第二套管轴TZ2之间均通过偶数挡同步器实现锁定或解锁的连接关系，当偶数挡同步器移动至结合位置时，对应的偶数挡主动齿轮与第二套管轴TZ2锁定并随同第二套管轴TZ2同步转动，当偶数挡同步器移动至脱离位置时，对应的偶数挡主动齿轮与第二套管轴TZ2解锁。

所述第二泵轴BZ2的一端与第二液压泵HB2的转子传动连接，另一端与第二内齿圈CQ2固定连接；所述第二轴Z2、第二套管轴TZ2和第二泵轴BZ2同轴布置且皆相对于装置壳体KT转动支承。

所述动力输出单元DTO包括第三轴Z3、超越离合器CY、液压马达HM、液压马达轴MZ以及至少一个奇偶挡从动齿轮；超越离合器CY由内圈与外圈配合构成。

所述第三轴Z3一端与超越离合器CY的内圈固定连接，超越离合器CY的外圈与液压马达轴MZ一端固定连接，液压马达轴MZ另一端与液压马达HM的转子传动连接，各个奇偶挡从动齿轮沿轴向间隔固定设置在第三轴Z3上；所述第三轴Z3和液压马达轴MZ同轴布置且皆相对于装置壳体KT转动支承。

所述第一轴Z1、第二轴Z2和第三轴Z3三者之间平行布置，其中，第二轴Z2上的主传动主动齿轮ZC2与第一轴Z1上的主传动从动齿轮ZC1常啮合，第三轴Z3上的每个奇偶挡从动齿轮与第一套管轴TZ1上对应的一个奇数挡主动齿轮或/和第二套管轴TZ2上对应的一个偶数挡主动齿轮常啮合；所述第一液压泵HB1的进油口I1连通油槽YC，第一液压泵HB1的排油口O1通往液压马达HM的供油口，第二液压泵HB2的进油口I2连通油槽YC，第二液压泵HB2的排油口O2通往液压马达HM的供油口；所述第一轴Z1或者第二轴Z2作为所述并联式双流变速传动装置的动力输入轴，第三轴Z3作为所述并联式双流变速传动装置的动力输出轴，以此构成至少具有两个前进挡的并联式双流变速传动装置。

上述技术方案中的有关内容解释如下：

1. 上述方案中，关于前进挡的数量设置可以由实际情况来确认，理论上至少为两挡，上限可以到八挡、九挡、十挡……四十挡，甚至更多。

2. 上述方案中，所述“奇数挡同步器”和“偶数挡同步器”均指一种用于齿轮变速机构中的同步器。这种同步器为本领域技术人员所公知的技术，比如中国专利CN104132076A中公开的同步器。

3．上述方案中，为了满足车辆倒行的需要可以增设一个倒挡，倒挡结构和形式多种多样，比如可以采用液压形式来实现，也可以采用机械形式来实现，还可以采用液压与机械的组合。倒挡可以设在本发明并联式双流变速传动装置内，也可以独立于本发明并联式双流变速传动装置而外，所以对于本发明并联式双流变速传动装置来说，倒挡属于非必要结构。如果将倒挡设于本发明并联式双流变速传动装置内，可以采用如下方案来实现：

该倒挡包括倒挡主动齿轮RC1、倒挡惰轮RC2、倒挡从动齿轮RC3、倒挡轴ZR、倒挡同步器TBR以及花键式啮合器NH。

所述倒挡主动齿轮RC1固定设置在第一套管轴TZ1或第二套管轴TZ2上，倒挡轴ZR与第三轴Z3平行布置并且相对于装置壳体KT转动支承，倒挡惰轮RC2固定设置在倒挡轴ZR上；倒挡从动齿轮RC3套设于第三轴Z3上，使得倒挡从动齿轮RC3相对于第三轴Z3转动连接，同时在轴向定位配合，倒挡同步器TBR对应于倒挡从动齿轮RC3布置，使得倒挡从动齿轮RC3与第三轴Z3之间通过倒挡同步器TBR实现锁定或解锁的连接关系，当倒挡同步器TBR移动至结合位置时，对应的倒挡从动齿轮RC3与第三轴Z3锁定并随同第三轴Z3同步转动，当倒挡同步器TBR移动至脱离位置时，对应的倒挡从动齿轮RC3与第三轴Z3解锁；所述倒挡主动齿轮RC1与倒挡惰轮RC2常啮合，倒挡惰轮RC2与倒挡从动齿轮RC3常啮合。

所述花键式啮合器NH由一个外圈和第一、第二两个相同的内圈组成，其外圈为内花键齿圈，而内圈为外花键齿圈，第一内圈与所述超越离合器CY的外圈同轴且固定连接，第二内圈与第三轴Z3同轴且固定连接，花键式啮合器NH的外圈与第一内圈和第二内圈通过花键配合形成第一内圈相对于第二内圈的同步转动连接关系，花键式啮合器NH的外圈相对于第一内圈和第二内圈能够轴向移动至锁定或解锁两种位置，当花键式啮合器NH的外圈轴向移动至锁定位置时，超越离合器CY的外圈与第三轴Z3锁定，当花键式啮合器NH的外圈轴向移动至解锁位置时，超越离合器CY的外圈与第三轴Z3解锁。

所述液压马达HM为双向容积式变排量转子液压马达，该液压马达HM具有第一油口A和第二油口B两个油口，液压马达HM的第一油口A作为供油口时第二油口B作为出油口，液压马达HM的第二油口B作为供油口时第一油口A作为出油口，对液压马达HM的第一油口A供油或对液压马达HM的第二油口B供油能够使液压马达HM的转子转动方向相反；所述第三轴Z3和液压马达轴MZ同轴布置且皆相对于装置壳体KT转动支承。；在前进挡状态下，第一液压泵HB1的排油口O1或第二液压泵HB2的排油口O2通往液压马达HM的第一油口A，在倒挡状态下，第一液压泵HB1的排油口O1或第二液压泵HB2的排油口O2通往液压马达HM的第二油口B。

4．上述方案中，所述液压马达HM、第一液压泵HB1以及第二液压泵HB2均属于液压元件，为了更有效地对这些液压元件进行控制，可以采用一个液压控制系统来实现。适合本发明的液压控制系统可以多种多样，下面给出一个案例加以说明：该液压控制系统HC包括第一电磁阀EV1、第二电磁阀EV2、第三电磁阀EV3、第四电磁阀EV4、手控阀SKF、第一单向阀DX1、第二单向阀DX2、第三单向阀DX3、液压油缸YG以及蓄能器XN。其中，各液压控制元件的要求以及它们之间的相互关系见本发明实施例。

5．上述方案中，所述第一分动器FD1和所述第二分动器FD2皆具有差速传递转速的特性和差扭矩传动的分动传动特性；对于NGW型行星齿轮机构，假定太阳轮的齿数为Z_TC、转速为N_TC，内齿圈的齿数为Z_CQ、转速为N_CQ，行星架的转速为N_XJ，机构特性参数为k＝Z_CQ÷Z_TC ，则在太阳轮、内齿圈和行星架之间存在以下转速关系：

N_TC＝-k×N_CQ＋（1＋k）×N_XJ 式（1）

由式（1）转速关系可知，当以太阳轮为输入端，内齿圈和行星架分别为两个输出端时，太阳轮的转速N_TC方向与内齿圈的转速N_CQ方向相反，而与行星架的转速N_XJ方向相同,并且有：当内齿圈的转速N_CQ＝0时，N_TC＝（1＋k）×N_XJ，即太阳轮与行星架形成传动比为（1＋k）的同向定比传动；当行星架的转速N_XJ＝0时，N_TC＝-k×N_CQ，即太阳轮与内齿圈形成传动比为k的反向定比传动。

在第一分动器FD1中，当第一太阳轮TC1作为动力输入端时，第一太阳轮TC1与第一内齿圈CQ1和第一行星架XJ1之间的转速关系为：

N_TC1＝-k₁×N_CQ1＋（1＋k₁）×N_XJ1 式（2）

当第一内齿圈CQ1作为第一分动器FD1的第一输出端时，第一内齿圈CQ1的转速N_CQ1方向与第一太阳轮TC1的转速N_TC1方向相反。

在第二分动器FD2中，当第二太阳轮TC2作为动力输入端时，第二太阳轮TC2与第二内齿圈CQ2和第二行星架XJ2之间的转速关系为：

N_TC2＝-k₂×N_CQ2＋（1＋k₂）×N_XJ2 式（3）

当第二行星架XJ2作为第二分动器FD2的第一输出端时，第二行星架XJ2的转速N_XJ2方向与第二太阳轮TC2的转速N_TC2方向相同。

当第二轴Z2作为所述并联式双流变速传动装置的动力输入轴时，由第二轴Z2输入的动力经主传动主动齿轮ZC2和主传动从动齿轮ZC1传递到第一轴Z1后，使第一轴Z1及第一太阳轮TC1与第二轴Z2及第二太阳轮TC2的转向相反，由于第一内齿圈CQ1的转速N_CQ1方向与第一太阳轮TC1的转速N_TC1方向相反，而第二行星架XJ2的转速N_XJ2方向与第二太阳轮TC2的转速N_TC2方向相同，从而使第一套管轴TZ1与第二套管轴TZ2的转向相同。

当第一轴Z1作为所述并联式双流变速传动装置的动力输入轴时，由第一轴Z1输入的动力经主传动从动齿轮ZC1和主传动主动齿轮ZC2传递到第二轴Z2后，使第二轴Z2及第二太阳轮TC2与第一轴Z1及第一太阳轮TC1转向相反，由于第二行星架XJ2的转速N_XJ2方向与第二太阳轮TC2的转速N_TC2方向相同，而第一内齿圈CQ1的转速N_CQ1方向与第一太阳轮TC1的转速N_TC1方向相反，从而使第一套管轴TZ1与第二套管轴TZ2的转向相同。

由于NGW型行星齿轮机构的传动特点，第一分动器FD1在第一内齿圈CQ1或第一行星架XJ1单独受力时只传递转速而不能传递扭矩，第一分动器FD1只有在第一内齿圈CQ1和第一行星架XJ1同时受力时才能分配和传递动力，并且二者分动传递的动力同时增大或减小，但其总和不超由第一太阳轮TC1输入的动力。当第一行星架XJ1受到固定约束而使其转速为零时，第一太阳轮TC1与第一内齿圈CQ1形成反向定比传动关系。第二分动器FD2在第二行星架XJ2或第二内齿圈CQ2单独受力时只传递转速而不能传递扭矩，第二分动器FD2只有在第二行星架XJ2和第二内齿圈CQ2同时受力时才能分配和传递动力，并且二者分动传递的动力同时增大或减小，但其总和不超由第二太阳轮TC2输入的动力。当第二内齿圈CQ2受到固定约束而使其转速为零时，第二太阳轮TC2与第二行星架XJ2形成同向定比传动关系。

由于运用了上述技术方案，本发明具有下列优点和效果：

1. 本发明所涉及的并联式双流变速传动装置采用NGW型行星齿轮机构作为分动器，可将由其输入端输入的动力通过两个输出端分流输出并分别以机械和液压方式进行传动，可以充分利用NGW型行星齿轮机构作为分动器使用时具有两个输出端所传递的扭矩同步变化并自动对两个输出端的输出转速和输出扭矩进行调节的传动特点，实现传动过程中输入动力与输出动力的最佳匹配，优化系统的传动效果。

2. 本发明所涉及的并联式双流变速传动装置使用两个分动器分别与各自对应的液压泵、齿轮、轴和同步器等组成两个相对独立的动力输入变速传动单元，两个独立的动力输入变速传动单元并联并与动力输出单元组合，具有双离合器变速器的挡位预置功能。

3. 本发明所涉及的并联式双流变速传动装置，可以充分利用NGW型行星机构作为分动器时的工作特性和液压泵的工作特点，不仅使系统能以机械和液压双流传动方式传递动力，也可以通过双流传动与单一机械传动之间的转换，使系统单独以机械传动方式传递动力，有效提高系统总体传动效率。

附图说明

图1为本发明并联式双流变速传动装置及其液压控制系统组成原理图；

图2为本发明并联式双流变速传动装置及其液压控制系统中第一分动器组成原理和端口连接关系图；

图3为本发明并联式双流变速传动装置及其液压控制系统中第二分动器组成原理和端口连接关系图。

图中代号：TR.变速传动系统；HC.液压控制系统；DT1.第一动力输入变速传动单元；DT2.第二动力输入变速传动单元；FD1.第一分动器；FD2.第二分动器；DTO.动力输出单元；Z1.第一轴；ZC1.主传动从动齿轮；TZ1.第一套管轴；DC1.Ⅰ挡主动齿轮；DC3.Ⅲ档主动齿轮；TB1.Ⅰ-Ⅲ挡同步器；BZ1.第一泵轴；HB1.第一液压泵；TC1.第一太阳轮；XC1.第一行星轮；XJ1.第一行星架；CQ1.第一内齿圈CQ1；Z2.第二轴；ZC2.主传动主动齿轮；TZ2.第二套管轴；DC2.Ⅱ挡主动齿轮；DC4.Ⅳ档主动齿轮；TB2.Ⅱ-Ⅳ挡同步器；RC1.倒挡主动齿轮；BZ2.第二泵轴；HB2.第二液压泵；ZR.倒挡轴；RC2.倒挡惰轮；TC2.第二太阳轮；XC2.第二行星轮；XJ2.第二行星架；CQ2.第二内齿圈；Z3.第三轴；RC3.倒挡从动齿轮；C1.Ⅰ-Ⅱ从动齿轮；C2.Ⅲ-Ⅳ从动齿轮；TBR.倒挡同步器；NH.花键式啮合器；CY.超越离合器；HM.液压马达；MZ.液压马达轴；EV1.第一电磁阀；EV2.第二电磁阀；EV3.第三电磁阀；EV4.第四电磁阀；SKF.手控阀；DX1.第一单向阀；DX2.第二单向阀；DX3.第三单向阀；YG.液压油缸；XN.蓄能器；YC.油槽；KT.装置壳体。

具体实施方式

下面结合附图，通过实施例对本发明作进一步描述：

实施例：一种适用于车辆的并联式双流变速传动装置，该装置具有空挡、Ⅰ挡～Ⅳ挡4个前进挡及一个倒挡。

参见图1、图2和图3，所述并联式双流变速传动装置由变速传动系统TR、液压控制系统HC、油槽YC和装置壳体KT组成。其中，变速传动系统TR由第一动力输入变速传动单元DT1、第二动力输入变速传动单元DT2和动力输出单元DTO组成。

所述第一动力输入变速传动单元DT1包括第一分动器FD1、第一轴Z1、第一套管轴TZ1、主传动从动齿轮ZC1、Ⅰ挡主动齿轮DC1、Ⅲ档主动齿轮DC3、Ⅰ-Ⅲ挡同步器TB1、第一泵轴BZ1、第一液压泵HB1。

所述第一分动器FD1为NGW型行星齿轮机构，由第一太阳轮TC1、至少两个第一行星轮XC1、第一行星架XJ1和第一内齿圈CQ1组成；所述第一行星架XJ1上设有行星轮轴，每个行星轮轴上转动设置一个第一行星轮XC1，所有第一行星轮XC1均位于第一太阳轮TC1和第一内齿圈CQ1之间，并同时与第一太阳轮TC1和第一内齿圈CQ1常啮合；所述第一太阳轮TC1作为第一分动器FD1的输入端，所述第一内齿圈CQ1作为第一分动器FD1的第一输出端，所述第一行星架XJ1作为第一分动器FD1的第二输出端；由于NGW型行星齿轮机构的传动特点，第一分动器FD1在第一内齿圈CQ1或第一行星架XJ1单独受力时只传递转速而不能传递扭矩，第一分动器FD1只有在第一内齿圈CQ1和第一行星架XJ1同时受力时才能分配和传递动力，并且二者分动传递的动力同时增大或减小，但其总和不超由第一太阳轮TC1输入的动力。

所述第一轴Z1同轴插设于第一套管轴TZ1内且两端外伸，第一轴Z1一端与所述第一太阳轮TC1固定连接，另一端靠近端部位置固定连接所述主传动从动齿轮ZC1；所述第一套管轴TZ1一端固定连接所述第一内齿圈CQ1，第一套管轴TZ1上沿轴向间隔设置Ⅰ挡主动齿轮DC1和Ⅲ档主动齿轮DC3，Ⅰ挡主动齿轮DC1和Ⅲ档主动齿轮DC3均套设于第一套管轴TZ1上，并且相对于第一套管轴TZ1转动连接，同时在轴向定位配合；位于Ⅰ挡主动齿轮DC1和Ⅲ档主动齿轮DC3之间设有Ⅰ-Ⅲ挡同步器TB1，所述Ⅰ-Ⅲ挡同步器TB1随同第一套管轴TZ1同步转动并可沿第一套管轴TZ1轴向移动到1位、3位或N位，当Ⅰ-Ⅲ挡同步器TB1移动至1位时可将Ⅰ挡主动齿轮DC1与第一套管轴TZ1锁定并随同第一套管轴TZ1同步旋转，当Ⅰ-Ⅲ挡同步器TB1移动至3位时可将Ⅲ挡主动齿轮DC3与第一套管轴TZ1锁定并随同第一套管轴TZ1同步旋转，当Ⅰ-Ⅲ挡同步器TB1移动至N位时将Ⅰ挡主动齿轮DC1和Ⅲ挡主动齿轮DC3同时与第一套管轴TZ1解锁。

所述第一泵轴BZ1的一端与第一液压泵HB1的转子传动连接，另一端与第一行星架XJ1固定连接；所述第一液压泵HB1为容积式定排量转子泵，其转子随同第一泵轴BZ1旋转时由其进油口I1吸入油液并由其排油口O1排出油液, 第一液压泵HB1转子转动时所受的阻力随其排油口O1处的排油压力增加而增大，当其排油通道截止时能够使其转子堵转，转速为零；所述第一轴Z1、第一套管轴TZ1和第一泵轴BZ1同轴布置且皆相对于装置壳体KT转动支承。

所述第二动力输入变速传动单元DT2包括第二分动器FD2、第二轴Z2、第二套管轴TZ2、主传动主动齿轮ZC2、Ⅱ挡主动齿轮DC2、Ⅳ档主动齿轮DC4、Ⅱ-Ⅳ挡同步器TB2、倒挡主动齿轮RC1、第二泵轴BZ2、第二液压泵HB2、倒挡轴ZR、倒挡惰轮RC2。

所述第二分动器FD2为NGW型行星齿轮机构，由第二太阳轮TC2、至少两个第二行星轮XC2、第二行星架XJ2和第二内齿圈CQ2组成；所述第二行星架XJ2上设有行星轮轴，每个行星轮轴上转动设置一个第二行星轮XC2，所有第二行星轮XC2均位于第二太阳轮TC2和第二内齿圈CQ2之间，并同时与第二太阳轮TC2和第二内齿圈CQ2常啮合；所述第二太阳轮TC2作为第二分动器FD2的输入端，所述第二行星架XJ2作为第二分动器FD2的第一输出端，所述第二内齿圈CQ2作为第二分动器FD2的第二输出端；由于NGW型行星齿轮机构的传动特点，第二分动器FD2在第二行星架XJ2或第二内齿圈CQ2单独受力时只传递转速而不能传递扭矩，第二分动器FD2只有在第二行星架XJ2和第二内齿圈CQ2同时受力时才能分配和传递动力，并且二者分动传递的动力同时增大或减小，但其总和不超由第二太阳轮TC2输入的动力。

所述第二轴Z2同轴插设于第二套管轴TZ2内且两端外伸，第二轴Z2一端与所述第二太阳轮TC2固定连接，另一端靠近端部位置固定连接所述主传动主动齿轮ZC2；所述第二套管轴TZ2一端固定连接所述第二行星架XJ2，第二套管轴TZ2上沿轴向间隔设置Ⅱ挡主动齿轮DC2和Ⅳ档主动齿轮DC4，Ⅱ挡主动齿轮DC2和Ⅳ档主动齿轮DC4均套设于第二套管轴TZ2上，并且相对于第二套管轴TZ2转动连接，同时在轴向定位配合；位于所述Ⅱ挡主动齿轮DC2和Ⅳ档主动齿轮DC4之间设有Ⅱ-Ⅳ挡同步器TB2，所述Ⅱ-Ⅳ挡同步器TB2随同第二套管轴TZ2同步转动并可沿第二套管轴TZ2轴向移动到2位、4位或N位，当Ⅱ-Ⅳ挡同步器TB2移动至2位时可将Ⅱ挡主动齿轮DC2与第二套管轴TZ2锁定并随同第二套管轴TZ2同步旋转，当Ⅱ-Ⅳ挡同步器TB2移动至4位时可将Ⅳ挡主动齿轮DC4与第二套管轴TZ2锁定并随同第二套管轴TZ2同步旋转，当Ⅱ-Ⅳ挡同步器TB2移动至N位时将Ⅱ挡主动齿轮DC2和Ⅳ档主动齿轮DC4同时与第二套管轴TZ2解锁。

所述第二泵轴BZ2的一端与第二液压泵HB2的转子传动连接，另一端与第二内齿圈CQ2固定连接；所述第二液压泵HB2为容积式定排量转子泵，其转子随同第二泵轴BZ2旋转时由其进油口I2吸入油液并由其排油口O2排出油液, 第二液压泵HB2转子转动时所受的阻力随其排油口O2处的排油压力增加而增大，当其排油通道截止时能够使其转子堵转，转速为零；所述第二轴Z2、第二套管轴TZ2和第二泵轴BZ2同轴布置且皆相对于装置壳体KT转动支承。

所述倒挡主动齿轮RC1固定设置在第二套管轴TZ2上（也可以改设在第一套管轴TZ1上），倒挡轴ZR与第三轴Z3平行布置并且相对于装置壳体KT转动支承，倒挡惰轮RC2固定设置在倒挡轴ZR上，倒挡惰轮RC2与倒挡主动齿轮RC1常啮合。

所述动力输出单元DTO包括第三轴Z3、倒挡从动齿轮RC3、Ⅰ-Ⅱ从动齿轮C1、Ⅲ-Ⅳ从动齿轮C2、倒挡同步器TBR、花键式啮合器NH、超越离合器CY、液压马达HM和液压马达轴MZ；所述花键式啮合器NH由一个外圈和第一、第二两个相同的内圈组成，其外圈为内花键齿圈，而内圈为外花键齿圈，超越离合器CY由内圈与外圈配合构成。

所述第三轴Z3一端与超越离合器CY的内圈和花键式啮合器NH的第二内圈固定连接，花键式啮合器NH的第一内圈与超越离合器CY的外圈同轴且固定连接，超越离合器CY的外圈与液压马达轴MZ一端固定连接，液压马达轴MZ另一端与液压马达HM的转子传动连接，花键式啮合器NH的外圈相对于第一内圈和第二内圈能够轴向移动至C位或N位两种位置，当花键式啮合器NH的外圈轴向移动至C位时，花键式啮合器NH的外圈通过花键配合使第一内圈与第二内圈形成同步转动连接关系，使超越离合器CY的外圈与第三轴Z3锁定，当花键式啮合器NH的外圈轴向移动至N位时，超越离合器CY的外圈与第三轴Z3解锁；所述Ⅲ-Ⅳ从动齿轮C2和Ⅰ-Ⅱ从动齿轮齿轮C1沿轴向间隔固定设置在第三轴Z3上；所述倒挡从动齿轮RC3套设于第三轴Z3上，使得倒挡从动齿轮RC3相对于第三轴Z3转动连接，同时在轴向定位配合，倒挡同步器TBR对应于倒挡从动齿轮RC3布置，倒挡同步器TBR随同第三轴Z3同步转动并可沿第三轴Z3轴向移动到R位或N位，当车辆需要倒退时将倒挡同步器TBR移动至R位，此时可将倒挡从动齿轮RC3与第三轴Z3锁定并使倒挡从动齿轮RC3随同第三轴Z3同步旋转，当车辆需要前进时将倒挡同步器TBR移动至N位，此时将倒挡从动齿轮RC3与第三轴Z3解锁，车辆处于前进挡位时，在超越离合器CY外圈的旋转方向上，当外圈转速大于超越离合器CY内圈转速时，外圈与内圈锁止并传递动力，反之，当其外圈转速小于内圈转速时，外圈与内圈解锁并中断动力传动；所述液压马达HM为双向容积式变排量转子液压马达，该液压马达HM具有第一油口A和第二油口B两个油口，液压马达HM的第一油口A作为供油口时第二油口B作为出油口，液压马达HM的第二油口B作为供油口时第一油口A作为出油口，对液压马达HM的第一油口A供油或对液压马达HM的第二油口B供油能够使液压马达HM的转子转动方向相反；所述第三轴Z3和液压马达轴MZ同轴布置且皆相对于装置壳体KT转动支承。

所述第一轴Z1、第二轴Z2和第三轴Z3三者之间平行布置，其中，第二轴Z2上的主传动主动齿轮ZC2与第一轴Z1上的主传动从动齿轮ZC1常啮合，第三轴Z3上的Ⅲ-Ⅳ从动齿轮C2同时与第一套管轴TZ1上的Ⅲ挡主动齿轮DC3和第二套管轴TZ2上的Ⅳ挡主动齿轮DC4常啮合，第三轴Z3上的Ⅰ-Ⅱ从动齿轮C1同时与第一套管轴TZ1上的Ⅰ挡主动齿轮DC1和第二套管轴TZ2上的Ⅱ挡主动齿轮DC2常啮合，第三轴Z3上的倒挡从动齿轮RC3与倒挡惰轮RC2常啮合；所述第二轴Z2作为所述并联式双流变速传动装置的动力输入轴（也可以是第一轴Z1），第三轴Z3作为所述并联式双流变速传动装置的动力输出轴。

所述液压控制系统HC由第一电磁阀EV1、第二电磁阀EV2、第三电磁阀EV3、第四电磁阀EV4、手控阀SKF、第一单向阀DX1、第二单向阀DX2、第三单向阀DX3、液压油缸YG以及蓄能器XN组成。

所述第一电磁阀EV1为三位三通比例电磁阀，具有第一进油口P1、第一控制口A1和第一泄油口T1，其初始位置为第1阀位；第一电磁阀EV1的内部连通关系为：处于第1阀位时第一进油口P1同时连通第一控制口A1和第一泄油口T1，处于第2阀位时第一进油口P1连通第一控制口A1，第一泄油口T1截止，处于第3阀位时第一进油口P1、第一控制口A1和第一泄油口T1同时截止；第一电磁阀EV1可由其第1阀位逐渐移动至第2阀位并使其第一泄油口T1逐步减小直至完全关闭、第一控制口A1的压力逐步增大直至达到最大值；第一电磁阀EV1的外部连通关系为：第一进油口P1连通第一液压泵HB1的排油口O1，第一控制口A1连通第一单向阀DX1的进油口P6，第一泄油口T1连通油槽YC，第一液压泵HB1的进油口I1连通油槽YC。

所述第二电磁阀EV2为三位三通比例电磁阀，具有第二进油口P2、第二控制口A2和第二泄油口T2，其初始位置为第1阀位；第二电磁阀EV2的内部连通关系为：处于第1阀位时第二进油口P2同时连通第二控制口A2和第二泄油口T2，处于第2阀位时第二进油口P2连通第二控制口A2，第二泄油口T2截止，处于第3阀位时第二进油口P2、第二控制口A2和第二泄油口T2同时截止；第二电磁阀EV2可由其第1阀位逐渐移动至第2阀位使其第二泄油口T2逐步减小直至完全关闭、第二控制口A2的压力逐步增大直至达到最大值；第二电磁阀EV2的外部连通关系为：第二进油口P2连通第二液压泵HB2的排油口O2，第二控制口A2连通第二单向阀DX2的进油口P7，第二泄油口T2连通油槽YC，第二液压泵HB2的进油口I2连通油槽YC。

所述第三电磁阀EV3为三位三通比例电磁阀，具有第三进油口P3、第三控制口A3和第三泄油口T3，其初始位置为第1阀位；第三电磁阀EV3的内部连通关系为：处于第1阀位时第三进油口P3截止，第三控制口A3连通第三泄油口T3，处于第2阀位时第三进油口P3同时连通第三控制口A3和第三泄油口T3，处于第3阀位时第三进油口P3、第三控制口A3和第三泄油口T3同时截止；第三电磁阀EV3可由其第1阀位逐渐移动至第2阀位使其第三控制口A3逐渐增大、第三泄油口T3逐步减小，使其第三控制口A3的压力和流量得到调节；第三电磁阀EV3的外部连通关系为：第三进油口P3连通第三单向阀DX3的出油口A8，第三控制口A3连通液压油缸YG的油口A10，第三泄油口T3连通油槽YC。

所述第四电磁阀EV4为二位二通电磁阀，具有第三油口A4和第四油口B4，其初始位置为第1阀位；第四电磁阀EV4的内部连通关系为：处于第1阀位时第三油口A4和第四油口B4同时截止，处于第2阀位时第三油口A4连通第四油口B4；第四电磁阀EV4的外部连通关系为：第三油口A4同时连通第三电磁阀EV3的第三进油口P3和第三单向阀DX3的出油口A8，第四油口B4连通蓄能器XN的油口A9。

所述手控阀SKF为三位四通手动控制阀，具有第五进油口P5、第五油口A5、第六油口B5和第五泄油口T5，其初始位置为第2阀位；

手控阀SKF的内部连通关系为：处于第1阀位时第五进油口P5连通第五油口A5，第六油口B5连通第五泄油口T5，处于第2阀位时第五进油口P5、第五油口A5、第六油口B5和第五泄油口T5相互连通，处于第3阀位时第五进油口P5连通第六油口B5，第五油口A5连通第五泄油口T5；手控阀SKF的外部连通关系为：第五进油口P5同时连通第一单向阀DX1的出油口A6、第二单向阀DX2的出油口A7和第三单向阀DX3的进油口P8，第五油口A5连通液压马达HM的第一油口A，第六油口B5连通液压马达HM的第二油口B，第五泄油口T5连通油槽YC。

所述液压油缸YG为具有内置复位弹簧的单活塞杆单向作用油缸，液压马达HM具有一个排量调节阀，液压油缸YG的活塞杆作用于液压马达HM的排量调节阀，液压马达HM的排量能够在零至最大排量之间无级调节，且初始状态为最大排量，对液压油缸YG的油口A10供油时能够使其缸内充油加压，推动其活塞杆外伸并使液压马达HM的排量减小，当液压油缸YG的油口A10泄压时能够使其油缸泄油，内置复位弹簧推动活塞杆内缩并使液压马达HM的排量增加。

所述蓄能器XN为弹簧活塞式蓄能装置，当所述第四电磁阀EV4处于第2阀位时，蓄能器XN的油口A9经第四电磁阀EV4的第四油口B4和第三油口A4连通第三单向阀DX3的出油口A8，当第三单向阀DX3的进油口P8的压力大于出油口A8的压力时，第三单向阀DX3导通，蓄能器XN通过其油口A9储存第三单向阀DX3的进油口P8前端液压回路中的压力油液，当第三单向阀DX3的进油口P8前端液压回路中压力过低时，蓄能器XN通过其油口A9对第三电磁阀EV3的第三进油口P3供液，以补偿对液压油缸YG的供油压力。

所述第一动力输入变速传动单元DT1与动力输出单元DTO共同形成空挡、Ⅰ挡和Ⅲ挡的变速换挡传动路线，所述第二动力输入变速传动单元DT2与动力输出单元DTO共同形成空挡、Ⅱ挡、Ⅳ挡和倒挡的变速换挡传动路线，上述两条传动路线并联形成所述并联式双流变速传动装置的空挡、Ⅰ挡～Ⅳ挡4个前进挡及一个倒挡的变速换挡传动路线；在所述液压控制系统HC的控制和配合下，所述并联式双流变速传动装置可实现 4个前进挡换挡过程中的换入挡位预置，实现4个前进挡及一个倒挡时的机械-液压双流传动，在车辆行驶过程中还可实现机械-液压双流传动与单一机械传动之间的转换。

本实施例的工作原理如下：

（1）车辆空挡

车辆空挡时，Ⅰ-Ⅲ挡同步器TB1处于N位，Ⅱ-Ⅳ挡同步器TB2处于N位，倒挡同步器TBR处于N位，花键式啮合器NH处于N位，手控阀SKF处于第2阀位使其第五进油口P5、第五油口A5、第六油口B5和第五泄油口T5相互连通，第一电磁阀EV1处于第1阀位使其第一进油口P1同时连通第一控制口A1和第一泄油口T1，第二电磁阀EV2处于第1阀位使其第二进油口P2同时连通第二控制口A2和第二泄油口T2，第三电磁阀EV3处于第1阀位使其第三进油口P3截止、第三控制口A3连通第三泄油口T3，第四电磁阀EV4处于第1阀位使其第三油口A4和第四油口B4同时截止，液压油缸YG处于缸内无油状态，液压马达HM处于最大排量状态；第二轴Z2输入动力并经主传动主动齿轮ZC2、主传动从动齿轮ZC1传递到第一轴Z1，由于此时第一内齿圈CQ1和第一行星架XJ1皆不受力，第一分动器FD1不分配和传递动力，第二行星架XJ2和第二内齿圈CQ2皆不受力，第二分动器FD2不分配和传递动力，因此车辆处于空挡静止状态。

（2）车辆Ⅰ挡起步

车辆由空挡状态转换为Ⅰ挡起步时，手控阀SKF由第2阀位移至第1阀位，使其第五进油口P5连通第五油口A5，第六油口B5连通第五泄油口T5，Ⅰ-Ⅲ挡同步器TB1由N位移至1位，将Ⅰ挡主动齿轮DC1与第一套管轴TZ1锁定，此时，车辆静止时的惯性力经第三轴Z3、Ⅰ-Ⅱ从动齿轮齿轮C1、Ⅰ挡主动齿轮DC1、Ⅰ-Ⅲ挡同步器TB1和第一套管轴TZ1对第一内齿圈CQ1形成约束力，使第一轴Z1的转速经第一太阳轮TC1、第一行星轮XC1传递给第一行星架XJ1后带动第一泵轴BZ1和第一液压泵HB1的转子旋转，由第一液压泵HB1的进油口I1吸入油液并由排油口O1排出油液，第一液压泵HB1的转子吸排油液所产生的工作阻力矩通过第一泵轴BZ1对第一行星架XJ1形成旋转阻力扭矩，使第一分动器FD1开始形成分动能力；随后，第一电磁阀EV1由第1阀位逐步移向第2阀位，使其第一泄油口T1逐步减小，第一控制口A1的油压逐步增加，使第一液压泵HB1的排油压力及其转子的转动阻力增大，第一分动器FD1的分动能力随之增大，第一轴Z1上的动力传递到第一行星轮XC1后分动传递给第一行星架XJ1和第一内齿圈CQ1，分动传递到第一行星架XJ1的动力经第一泵轴BZ1驱动第一液压泵HB1的转子旋转并经其排油口O1对第一电磁阀EV1的第一进油口P1供油，随着第一电磁阀EV1由第1阀位向第2阀位继续移动，其第一泄油口T1进一步减小，第一控制口A1的油压进一步增大，由其第一控制口A1排出的油液经第一单向阀DX1的进油口P6和出油口A6、手控阀SKF的第五进油口P5和第五油口A5对液压马达HM的第一油口A供油，驱动其转子旋转并将输出的动力经液压马达轴MZ传递给超越离合器CY的外圈，由于此时超越离合器CY的外圈转速大于其内圈的转速而使得外圈与内圈锁止，传递到超越离合器CY的外圈的动力经其内圈传递到第三轴Z3，与此同时，由第一行星轮XC1分动传递到第一内齿圈CQ1的动力经第一套管轴TZ1、Ⅰ-Ⅲ挡同步器TB1、Ⅰ挡主动齿轮DC1和Ⅰ-Ⅱ从动齿轮齿轮C1传递到第三轴Z3并与液压马达HM输出的动力汇流后输出，随着第一电磁阀EV1的第一泄油口T1不断减小，第一液压泵HB1对液压马达HM的第一油口A的供油压力不断增大使其输出传递到第三轴Z3的动力不断增大，同时也使经第一内齿圈CQ1分动传递到第三轴Z3的动力增大，当传递到第三轴Z3的动力足以克服车辆起步阻力时，车辆即可在双流传动下开始起步，此后，增加对第二轴Z2的动力输入可使车辆加速，第一电磁阀EV1由第2阀位移至第1阀位可使车辆中断动力而最终恢复静止状态。

（3）车辆Ⅰ挡与Ⅱ挡转换

车辆行驶过程中由Ⅰ挡向Ⅱ挡位转换时，Ⅱ-Ⅳ挡同步器TB2由N位移动至2位，使Ⅱ挡主动齿轮DC2与第二套管轴TZ2锁定，完成Ⅱ挡的换入预置并对第二行星架XJ2形成旋转约束力，使得第二轴Z2的转速能够经第二太阳轮TC2、第二行星轮XC2、第二内齿圈CQ2传递到第二泵轴BZ2并带动第二液压泵HB2的转子旋转；随后，第一电磁阀EV1由第2阀位移动至第1阀位，使第一液压泵HB1的出油口O1的压力降至最低，进而使第一分动器FD1解除分动作用，中断Ⅰ挡的动力，之后，第二电磁阀EV2由第1阀位逐步移向第2阀位使其第二泄油口T2逐步减小，第二控制口A2的油压逐步增大，并经第二单向阀DX2的进油口P7和出油口A7、手控阀SKF的第五进油口P5和第五油口A5对液压马达HM的第一油口A供油，驱动其转子旋转并将输出的动力经液压马达轴MZ、超越离合器CY的外圈和内圈传递到第三轴Z3，与此同时，分动传递到第二行星架XJ2的动力经第二套管轴TZ2、Ⅱ-Ⅳ挡同步器TB2、Ⅱ挡主动齿轮DC2和Ⅰ-Ⅱ从动齿轮齿轮C1传递到第三轴Z3并与液压马达HM输出的动力汇流后输出，驱动车辆在双流传动下以Ⅱ挡行驶，增加或减小对第二轴Z2的动力输入可使车辆加速或减速；此后，Ⅰ-Ⅲ挡同步器TB1由1位移动至N位，使Ⅰ挡主动齿轮DC1与第一套管轴TZ1解锁。

在以上Ⅰ挡到Ⅱ挡的转换过程中，同步器和电磁阀在时间上动作关系是：

第一，Ⅱ-Ⅳ挡同步器TB2由N位移动至2位；

第二，第一电磁阀EV1由第2阀位移动至第1阀位；

第三，第二电磁阀EV2由第1阀位逐步移向第2阀位；

第四，Ⅰ-Ⅲ挡同步器TB1由1位移动至N位。

与上述过程相反，可使车辆在双流传动下由Ⅱ挡换入Ⅰ挡。

（4）车辆Ⅱ挡与Ⅲ挡转换

车辆行驶过程中由Ⅱ挡向Ⅲ挡位转换时，Ⅰ-Ⅲ挡同步器TB1由N位移动至3位，使Ⅲ挡主动齿轮DC3与第一套管轴TZ1锁定，完成Ⅲ挡的换入预置并对第一内齿圈CQ1形成旋转约束力，使得第一轴Z1的转速能够经第一太阳轮TC1、第一行星轮XC1、第一行星架XJ1传递到第一泵轴BZ1并带动第一液压泵HB1的转子旋转；随后，第二电磁阀EV2由第2阀位移动至第1阀位，使第二液压泵HB2的出油口O2的压力降至最低，进而使第二分动器FD2解除分动作用而中断Ⅱ挡的动力，之后，第一电磁阀EV1由第1阀位逐步移向第2阀位，使其第一泄油口T1逐步减小、第一控制口A1的油压逐步增大并经第一单向阀DX1的进油口P6和出油口A6、手控阀SKF的第五进油口P5和第五油口A5对液压马达HM的第一油口A供油，驱动其转子旋转并将输出的动力经液压马达轴MZ、超越离合器CY的外圈和内圈传递到第三轴Z3，与此同时，分动传递到第一内齿圈CQ1的动力经第一套管轴TZ1、Ⅰ-Ⅲ挡同步器TB1、Ⅲ挡主动齿轮DC3和Ⅲ-Ⅳ从动齿轮C2传递到第三轴Z3并与液压马达HM输出的动力汇流后输出，驱动车辆在双流传动下以Ⅲ挡行驶，增加或减小对第二轴Z2的动力输入可使车辆加速或减速；此后，Ⅱ-Ⅳ挡同步器TB2由2位移动至N位，使Ⅱ挡主动齿轮DC2与第二套管轴TZ2解锁。

在以上Ⅱ挡到Ⅲ挡的转换过程中，同步器和电磁阀在时间上动作关系是：

第一，Ⅰ-Ⅲ挡同步器TB1由N位移动至3位；

第二，第二电磁阀EV2由第2阀位移动至第1阀位；

第三，第一电磁阀EV1由第1阀位逐步移向第2阀位；

第四，Ⅱ-Ⅳ挡同步器TB2由2位移动至N位。

与上述过程相反，可使车辆在双流传动下由Ⅲ挡换入Ⅱ挡。

（5）车辆Ⅲ挡与Ⅳ挡转换

车辆行驶过程中由Ⅲ挡向Ⅳ挡位转换时，Ⅱ-Ⅳ挡同步器TB2由N位移动至4位，使Ⅳ挡主动齿轮DC4与第二套管轴TZ2锁定，完成Ⅳ挡的换入预置并对第二行星架XJ2形成旋转约束力，使得第二轴Z2的转速能够经第二太阳轮TC2、第二行星轮XC2、第二内齿圈CQ2传递到第二泵轴BZ2并带动第二液压泵HB2的转子旋转；随后，第一电磁阀EV1由第2阀位移动至第1阀位，使第一液压泵HB1的出油口O1的压力降至最低，进而使第一分动器FD1解除分动作用而中断Ⅲ挡的动力，之后，第二电磁阀EV2由第1阀位逐步移向第2阀位，使其第二泄油口T2逐步减小、第二控制口A2的油压逐步增大并经第二单向阀DX2的进油口P7和出油口A7、手控阀SKF的第五进油口P5和第五油口A5对液压马达HM的第一油口A供油，驱动其转子旋转并将输出的动力经液压马达轴MZ、超越离合器CY的外圈和内圈传递到第三轴Z3，与此同时，分动传递到第二行星架XJ2的动力经第二套管轴TZ2、Ⅱ-Ⅳ挡同步器TB2、Ⅳ挡主动齿轮DC4和Ⅲ-Ⅳ从动齿轮C2传递到第三轴Z3并与液压马达HM输出的动力汇流后输出，驱动车辆在双流传动下以Ⅳ挡行驶，增加或减小对第二轴Z2的动力输入可使车辆加速或减速；此后，Ⅰ-Ⅲ挡同步器TB1由3位移动至N位，使Ⅲ挡主动齿轮DC3与第一套管轴TZ1解锁。

与上述过程相反，可使车辆在双流传动下由Ⅳ挡换入Ⅲ挡。

（6）车辆倒挡起步

车辆由空挡状态转换为倒挡起步时，手控阀SKF由第2阀位移至第3阀位，使其第五进油口P5连通第六油口B5，第五油口A5连通第五泄油口T5，倒挡同步器TBR由N位移至R位，将倒挡从动齿轮RC3与第三轴Z3锁定，花键式啮合器NH的外圈移动至C位将超越离合器CY的外圈通过花键式啮合器NH的第一内圈和外圈与第二内圈锁定（即越离合器CY的外圈与第三轴Z3锁定），此时，车辆静止时的惯性力经第三轴Z3、倒挡同步器TBR、倒挡从动齿轮RC3、倒挡惰轮RC2、倒挡主动齿轮RC1和第二套管轴TZ2对第二行星架XJ2形成约束力，使第二轴Z2的转速经第二太阳轮TC2、第二行星轮XC2传递给第二内齿圈CQ2后带动第二泵轴BZ2和第二液压泵HB2的转子旋转并由其进油口I2吸入油液，同时由排油口O2排出油液，第二液压泵HB2的转子吸排油液所产生的工作阻力矩通过第二泵轴BZ2对第二内齿圈CQ2形成旋转阻力扭矩，使第二分动器FD2开始形成分动能力；随后，第二电磁阀EV2由第1阀位逐步移向第2阀位，使其第二泄油口T2逐步减小、第二控制口A2的油压逐步增加，使第二液压泵HB2的排油压力及其转子的转动阻力增大，第二分动器FD2的分动能力随之增大，第二轴Z2上的动力传递到第二行星轮XC2后分动传递给第二内齿圈CQ2和第二行星架XJ2，分动传递到第二内齿圈CQ2的动力经第二泵轴BZ2驱动第二液压泵HB2的转子旋转并经其排油口O2对第二电磁阀EV2的第二进油口P2供油，随着第二电磁阀EV2由第1阀位向第2阀位继续移动，其第二泄油口T2进一步减小、第二控制口A2的油压进一步增加，由其第二控制口A2排出的油液经第二单向阀DX2的进油口P7和出油口A7、手控阀SKF的第五进油口P5和第六油口B5对液压马达HM的第二油口B供油，驱动其转子反向旋转并将输出的动力经液压马达轴MZ、超越离合器CY的外圈、花键式啮合器NH的第一内圈、外圈和第二内圈传递到第三轴Z3，与此同时，由第二行星轮XC2分动传递到第二行星架XJ2的动力经第二套管轴TZ2、倒挡主动齿轮RC1、倒挡惰轮RC2、倒挡从动齿轮RC3和倒挡同步器TBR传递到第三轴Z3并与液压马达HM输出的动力汇流后输出，随着第二电磁阀EV2的第二泄油口T2不断减小，第二液压泵HB2对液压马达HM的第二油口B的供油压力不断增大使其输出传递到第三轴Z3的动力不断增大，同时也使经第二行星架XJ2分动传递到第三轴Z3的动力增大，当传递到第三轴Z3的动力足以克服车辆起步阻力时，车辆即可在双流传动下倒挡起步，此后，增加对第二轴Z2的动力输入可使车辆倒挡加速，第二电磁阀EV2由第2阀位移至第1阀位可使车辆中断动力而最终恢复静止状态。

车辆在任一挡位下行驶时，使第一电磁阀EV1、第二电磁阀EV2、第三电磁阀EV3和手控阀SKF全部移至其初始阀位，第一同步器TB1、第二同步器TB2、倒挡同步器TBR全部移至N位，皆可使车辆回到空挡状态。

（7）车辆行驶时双流传动与单一机械传动的转换

车辆在双流传动下以任一挡位行驶时，可以充分利用NGW型行星机构作为分动器时的工作特性和液压泵的工作特点，由双流传动方式转换为单独以机械传动的方式工作。

例如：车辆在双流传动下以Ⅰ挡行驶的过程中，将第三电磁阀EV3由其第1阀位移向第2阀位，使其第三进油口P3同时连通其第三控制口A3和第三泄油口T3，一部分由第一液压泵HB1的排油口O1排出的油液经第三单向阀DX3的进油口P8和出油口A8、第三电磁阀EV3的第三进油口P3和第三控制口A3、液压油缸YG的油口A10对液压油缸YG供油，随着第三电磁阀EV3由其第1阀位向第2阀位的不断移动，其第三泄油口T3逐步减小、第三控制口A3逐渐增大，对液压油缸YG的供油压力也随之增大，推动其活塞杆不断外伸使液压马达HM的排量不断减小并逐渐趋于零（但不能完全为零），随后第三电磁阀EV3由其第2阀位移至第3阀位使其第三进油口P3、第三控制口A3和第三泄油口T3全部截止，使液压油缸YG保持缸内油压不变，从而维持其活塞杆的位置和液压马达HM的排量不变，之后，第一电磁阀EV1由其第2阀位移至第3阀位，使其第一进油口P1、第一控制口A1和第一泄油口T1全部截止，使第一液压泵HB1的排油通道截止，使其转子发生堵转且转速为零，并且中断对液压马达HM的供油，至此，由第一轴Z1输入的动力经第一太阳轮TC1、第一行星轮XC1、第一齿圈CQ1、第一套管轴TZ1、Ⅰ-Ⅲ挡同步器TB1、Ⅰ挡主动齿轮DC1、Ⅰ-Ⅱ从动齿轮齿轮C1传递到第三轴Z3并以单一机械传动方式驱动车辆行驶，完成Ⅰ挡车辆行驶时由双流传动向单一机械传动的转换；此时，由于中断了对液压马达HM的供油使其转子和超越离合器CY的外圈转速为零，使得超越离合器CY的内圈转速大于其外圈转速而使其外圈与内圈解锁。

车辆在单一机械传动方式下以Ⅰ挡行驶时，将第四电磁阀EV4由其第1位移至第2位，使其第三油口A4连通第四油口B4，第三电磁阀EV3由其第3阀位移至第2阀位，使其第三进油口P3同时连通第三控制口A3和第三泄油口T3，解除液压油缸YG的保压状态，蓄能器XN中储存的油液可以经其油口A9、第四电磁阀EV4的第四油口B4和第三油口A3、第三电磁阀EV3的第三进油口P3和第三控制口A3对液压油缸YG的油口A10供油，以调节其活塞杆的位置使液压马达HM形成一定的排量；随后，第一电磁阀EV1由其第3阀位移至第2阀位，使其第一进油口P1连通第一控制口A1，第一泄油口T1截止，解除第一液压泵HB1转子的堵转并恢复其对液压马达HM的供油，由第一液压泵HB1的排油口O1排出的油液经第一电磁阀EV1的第一进油口P1和第一控制口A1、第一单向阀DX1的进油口P6和出油口A6、手控阀SKF的第五进油口P5和第五油口A5对液压马达HM的第一油口A供油并驱动其转子旋转，当液压马达HM的转速达到第三轴Z3的实时转速时，超越离合器CY的外圈与内圈锁止，使液压马达HM恢复对第三轴Z3的动力输出，至此，完成Ⅰ挡行驶时单一机械传动向双流传动的转换。

车辆以Ⅱ挡、Ⅲ、Ⅳ档和倒挡行驶过程中，其双流传动与单一机械传动之间的转换过程与Ⅰ挡相似，在此不做赘述。

以上实施例只是给出了本发明的一种典型实施方式，实际上本发明在此基础上仍存在其它变化和延伸，现针对本发明可能出现的变化和延伸说明如下：

1．以上实施例所描述的并联式双流变速传动装置中具有空挡、Ⅰ挡～Ⅳ挡4个前进挡及一个倒挡，其中，前进挡为4个挡位，但是并不能以此限定本发明所含盖的范围。本领域技术人员在理解了本发明实质内容后知道，关于前进挡的数量可以由实际情况来确认，理论上至少为两挡，上限可以到八挡、九挡、十挡、十一挡……四十挡，甚至更多。从附图1中可以看出，只要在第三轴Z3与第一套管轴TZ1之间，或者第三轴Z3与第二套管轴TZ2之间增设一对齿轮及相应的同步器就可以增加一个挡位；只要在第一套管轴TZ1上增加一个奇数挡主动齿轮及相应的同步器，在第二套管轴TZ2上增加一个偶数挡主动齿轮及相应的同步器，在第三轴Z3上增加一个奇偶挡从动齿轮，然后将奇偶挡从动齿轮同时与奇数挡主动齿轮和偶数挡主动齿轮常啮合就可以增加两个挡位，以此类推可以获得更多的前进挡位。这里还要特别说明：以上实施例中，第一套管轴TZ1上的奇数挡主动齿轮和第二套管轴TZ2上的偶数挡主动齿轮共用第三轴Z3上的奇偶挡从动齿轮，从而获得两个挡位的做法对本发明来说也不是必要结构，完全可以通过第三轴Z3上分别设置一个奇数挡从动齿轮和一个偶数挡从动齿轮进行拆分。

2．以上实施例中，所述第一轴Z1、第二轴Z2和第三轴Z3三者之间平行布置。其中，第一轴Z1和第二轴Z2可以以第三轴Z3为对称来布置，也可以不以第三轴Z3为对称来布置，这样的变化不影响本发明的实施，采用何种布置形式最合理需要根据具体情况来确定，比如，当第一轴Z1和第二轴Z2上的齿轮相同时可以采用对称布置。

3．以上实施例所描述的并联式双流变速传动装置中设有倒挡结构，但对本发明的实质性内容来说倒挡不是必要结构，倒挡可以设在本发明并联式双流变速传动装置内，也可以独立于本发明并联式双流变速传动装置而外。从本发明实质性内容来看，其创新点在于：由第一动力输入变速传动单位DT1和第二动力输入变速传动单元DT2分立形成的双离合自动变速传动结构与机械-液压双流传动变速结构的组合。而倒挡的结构和形式多种多样，比如可以采用液压形式来实现，也可以采用机械形式来实现，还可以采用液压与机械的组合。其中，采用液压形式来实现倒挡可以独立于本发明并联式双流变速传动装置而外。

4．以上实施例所描述的并联式双流变速传动装置中包含有液压控制系统HC，但对本发明实质性内容来说液压控制系统HC可以有多种结构，液压控制系统HC可以简单，也可以复杂，而以上实施例只是为了说明本发明的原理和过程，只要能够满足本发明并联式双流变速传动装置最基本的连接关系和要求，就可以现实本发明的目的和效果。在本发明中为了实现机械与液压双流变速传动需要使用第一液压泵HB1、第二液压泵HB2和液压马达HM，从液压元件最基本的连接关系看，只要将第一液压泵HB1的进油口I1连通油槽YC，第一液压泵HB1的排油口O1通往液压马达HM的供油口，第二液压泵HB2的进油口I2连通油槽YC，第二液压泵HB2的排油口O2通往液压马达HM的供油口，并可以在由第一液压泵HB1向液压马达HM供油和由第二液压泵HB2向液压马达HM供油之间进行转换就可以实现本发明的目的和效果。

5．以上实施例中，所述第一分动器FD1与第二分动器FD2可以是相同结构和尺寸参数的NGW型行星齿轮机构，也可以是不同结构和尺寸参数的NGW型行星齿轮机构。这可以按照实际需要来确定。

6．以上实施例中，所述第一液压泵HB1和第二液压泵HB2可以是定排量内啮合齿轮泵，或是定排量内啮合摆线转子泵，或是定排量叶片泵，或是定排量轴向柱塞泵。所述第一液压泵HB1和第二液压泵HB2可以是单转排量相同的容积式转子泵，或是单转排量不同的容积式转子泵。

7.以上实施例中，所述液压马达HM可以是双向变排量叶片马达，或是双向变排量轴向柱塞马达，或是双向变排量径向柱塞马达，其单转排量能够在排量为零到最大排量之间进行无级调节。通常情况下，所述第一液压泵HB1或第二液压泵HB2的单转排量皆小于液压马达HM的最大单转排量。

上述实施例只为说明本发明的技术构思及特点，其目的在于让熟悉此项技术的人士能够了解本发明的内容并据以实施，并不能以此限制本发明的保护范围。凡根据本发明精神实质所作的等效变化或修饰，都应涵盖在本发明的保护范围之内。

Claims (9)

1.一种并联式双流变速传动装置，其特征在于：该装置中的变速传动系统（TR）由第一动力输入变速传动单元（DT1）、第二动力输入变速传动单元（DT2）以及动力输出单元（DTO）组成；

所述第一动力输入变速传动单元（DT1）包括第一分动器（FD1）、第一轴（Z1）、第一套管轴（TZ1）、第一泵轴（BZ1）、第一液压泵（HB1）、主传动从动齿轮（ZC1）、至少一个奇数挡主动齿轮以及与每个奇数挡主动齿轮配合的奇数挡同步器；

所述第一分动器（FD1）为NGW型行星齿轮机构，由第一太阳轮（TC1）、至少两个第一行星轮（XC1）、第一行星架（XJ1）和第一内齿圈（CQ1）组成；所述第一行星架（XJ1）上设有行星轮轴，每个行星轮轴上转动设置一个第一行星轮（XC1），所有第一行星轮（XC1）均位于第一太阳轮（TC1）和第一内齿圈（CQ1）之间，并同时与第一太阳轮（TC1）和第一内齿圈（CQ1）常啮合；所述第一太阳轮（TC1）作为第一分动器（FD1）的输入端，所述第一内齿圈（CQ1）作为第一分动器（FD1）的第一输出端，所述第一行星架（XJ1）作为第一分动器（FD1）的第二输出端；

所述第一轴（Z1）同轴插设于第一套管轴（TZ1）内且两端外伸，第一轴（Z1）一端与所述第一太阳轮（TC1）固定连接，另一端靠近端部位置固定连接所述主传动从动齿轮（ZC1）；所述第一套管轴（TZ1）一端固定连接所述第一内齿圈（CQ1），第一套管轴（TZ1）上沿轴向间隔设置各个奇数挡主动齿轮，每个奇数挡主动齿轮均套设于第一套管轴（TZ1）上，使得奇数挡主动齿轮相对于第一套管轴（TZ1）转动连接，同时在轴向定位配合；所述奇数挡同步器对应每个奇数挡主动齿轮布置，使每个奇数挡主动齿轮与第一套管轴（TZ1）之间均通过奇数挡同步器实现锁定或解锁的连接关系，当奇数挡同步器移动至结合位置时，对应的奇数挡主动齿轮与第一套管轴（TZ1）锁定并随同第一套管轴（TZ1）同步转动，当奇数挡同步器移动至脱离位置时，对应的奇数挡主动齿轮与第一套管轴（TZ1）解锁；

所述第一泵轴（BZ1）的一端与第一液压泵（HB1）的转子传动连接，另一端与第一行星架（XJ1）固定连接；所述第一轴（Z1）、第一套管轴（TZ1）和第一泵轴（BZ1）同轴布置且皆相对于装置壳体（KT）转动支承；

所述第二动力输入变速传动单元（DT2）包括第二分动器（FD2）、第二轴（Z2）、第二套管轴（TZ2）、第二泵轴（BZ2）、第二液压泵（HB2）、主传动主动齿轮（ZC2）、至少一个偶数挡主动齿轮以及与每个偶数挡主动齿轮配合的偶数挡同步器；

所述第二分动器（FD2）为NGW型行星齿轮机构，由第二太阳轮（TC2）、至少两个第二行星轮（XC2）、第二行星架（XJ2）和第二内齿圈（CQ2）组成；所述第二行星架（XJ2）上设有行星轮轴，每个行星轮轴上转动设置一个第二行星轮（XC2），所有第二行星轮（XC2）均位于第二太阳轮（TC2）和第二内齿圈（CQ2）之间，并同时与第二太阳轮（TC2）和第二内齿圈（CQ2）常啮合；所述第二太阳轮（TC2）作为第二分动器（FD2）的输入端，所述第二行星架（XJ2）作为第二分动器（FD2）的第一输出端，所述第二内齿圈（CQ2）作为第二分动器（FD2）的第二输出端；

所述第二轴（Z2）同轴插设于第二套管轴（TZ2）内且两端外伸，第二轴（Z2）一端与所述第二太阳轮（TC2）固定连接，另一端靠近端部位置固定连接所述主传动主动齿轮（ZC2）；所述第二套管轴（TZ2）一端固定连接所述第二行星架（XJ2），第二套管轴（TZ2）上沿轴向间隔设置各个偶数挡主动齿轮，每个偶数挡主动齿轮均套设于第二套管轴（TZ2）上，使得偶数挡主动齿轮相对于第二套管轴（TZ2）转动连接，同时在轴向定位配合；所述偶数挡同步器对应每个偶数挡主动齿轮布置，使每个偶数挡主动齿轮与第二套管轴（TZ2）之间均通过偶数挡同步器实现锁定或解锁的连接关系，当偶数挡同步器移动至结合位置时，对应的偶数挡主动齿轮与第二套管轴（TZ2）锁定并随同第二套管轴（TZ2）同步转动，当偶数挡同步器移动至脱离位置时，对应的偶数挡主动齿轮与第二套管轴（TZ2）解锁；

所述第二泵轴（BZ2）的一端与第二液压泵（HB2）的转子传动连接，另一端与第二内齿圈（CQ2）固定连接；所述第二轴（Z2）、第二套管轴（TZ2）和第二泵轴（BZ2）同轴布置且皆相对于装置壳体（KT）转动支承；

所述动力输出单元（DTO）包括第三轴（Z3）、超越离合器（CY）、液压马达（HM）、液压马达轴（MZ）以及至少一个奇偶挡从动齿轮；超越离合器（CY）由内圈与外圈配合构成；

所述第三轴（Z3）一端与超越离合器（CY）的内圈固定连接，超越离合器（CY）的外圈与液压马达轴（MZ）一端固定连接，液压马达轴（MZ）另一端与液压马达（HM）的转子传动连接，各个奇偶挡从动齿轮沿轴向间隔固定设置在第三轴（Z3）上；所述第三轴（Z3）和液压马达轴（MZ）同轴布置且皆相对于装置壳体（KT）转动支承；

所述第一轴（Z1）、第二轴（Z2）和第三轴（Z3）三者之间平行布置，其中，第二轴（Z2）上的主传动主动齿轮（ZC2）与第一轴（Z1）上的主传动从动齿轮（ZC1）常啮合，第三轴（Z3）上的每个奇偶挡从动齿轮与第一套管轴（TZ1）上对应的一个奇数挡主动齿轮或/和第二套管轴（TZ2）上对应的一个偶数挡主动齿轮常啮合；所述第一液压泵（HB1）的进油口（I1）连通油槽（YC），第一液压泵（HB1）的排油口（O1）通往液压马达（HM）的供油口，第二液压泵（HB2）的进油口（I2）连通油槽（YC），第二液压泵（HB2）的排油口（O2）通往液压马达（HM）的供油口；所述第一轴（Z1）或者第二轴（Z2）作为所述并联式双流变速传动装置的动力输入轴，第三轴（Z3）作为所述并联式双流变速传动装置的动力输出轴，以此构成至少具有两个前进挡的并联式双流变速传动装置。

2.根据权利要求1所述的并联式双流变速传动装置，其特征在于：具有一个倒挡，该倒挡包括倒挡主动齿轮（RC1）、倒挡惰轮（RC2）、倒挡从动齿轮（RC3）、倒挡轴（ZR）、倒挡同步器（TBR）以及花键式啮合器（NH）；

所述倒挡主动齿轮（RC1）固定设置在第一套管轴（TZ1）或第二套管轴（TZ2）上，倒挡轴（ZR）与第三轴（Z3）平行布置并且相对于装置壳体（KT）转动支承，倒挡惰轮（RC2）固定设置在倒挡轴（ZR）上；倒挡从动齿轮（RC3）套设于第三轴（Z3）上，使得倒挡从动齿轮（RC3）相对于第三轴（Z3）转动连接，同时在轴向定位配合，倒挡同步器（TBR）对应于倒挡从动齿轮（RC3）布置，使得倒挡从动齿轮（RC3）与第三轴（Z3）之间通过倒挡同步器（TBR）实现锁定或解锁的连接关系，当倒挡同步器（TBR）移动至结合位置时，对应的倒挡从动齿轮（RC3）与第三轴（Z3）锁定并随同第三轴（Z3）同步转动，当倒挡同步器（TBR）移动至脱离位置时，对应的倒挡从动齿轮（RC3）与第三轴（Z3）解锁；所述倒挡主动齿轮（RC1）与倒挡惰轮（RC2）常啮合，倒挡惰轮（RC2）与倒挡从动齿轮（RC3）常啮合；

所述花键式啮合器（NH）由一个外圈和第一、第二两个相同的内圈组成，其外圈为内花键齿圈，而内圈为外花键齿圈，第一内圈与所述超越离合器（CY）的外圈同轴且固定连接，第二内圈与第三轴（Z3）同轴且固定连接，花键式啮合器（NH）的外圈相对于第一内圈和第二内圈能够轴向移动至锁定或解锁两种位置，当花键式啮合器（NH）的外圈轴向移动至锁定位置时，花键式啮合器（NH）的外圈通过花键配合使第一内圈与第二内圈形成同步转动连接关系，使超越离合器（CY）的外圈与第三轴（Z3）锁定，当花键式啮合器（NH）的外圈轴向移动至解锁位置时，超越离合器（CY）的外圈与第三轴（Z3）解锁；

所述液压马达（HM）为双向容积式变排量转子液压马达，该液压马达（HM）具有第一油口（A）和第二油口（B）两个油口，改变对液压马达（HM）供油口的供油能够改变液压马达（HM）转子的转动方向；在前进挡状态下，第一液压泵（HB1）的排油口（O1）或第二液压泵（HB2）的排油口（O2）通往液压马达（HM）的第一油口（A），在倒挡状态下，第一液压泵（HB1）的排油口（O1）或第二液压泵（HB2）的排油口（O2）通往液压马达（HM）的第二油口（B）。

3.根据权利要求2所述的并联式双流变速传动装置，其特征在于：具有一个液压控制系统（HC），该液压控制系统（HC）包括第一电磁阀（EV1）、第二电磁阀（EV2）、第三电磁阀（EV3）、第四电磁阀（EV4）、手控阀（SKF）、第一单向阀（DX1）、第二单向阀（DX2）、第三单向阀（DX3）、液压油缸（YG）以及蓄能器（XN）；

所述第一电磁阀（EV1）为三位三通比例电磁阀，具有第一进油口（P1）、第一控制口（A1）和第一泄油口（T1），其初始位置为第1阀位；第一电磁阀（EV1）的内部连通关系为：处于第1阀位时第一进油口（P1）同时连通第一控制口（A1）和第一泄油口（T1），处于第2阀位时第一进油口（P1）连通第一控制口（A1），第一泄油口（T1）截止，处于第3阀位时第一进油口（P1）、第一控制口（A1）和第一泄油口（T1）同时截止；第一电磁阀（EV1）能够由其第1阀位逐渐移动到第2阀位，第一电磁阀（EV1）由第1阀位向第2阀位移动的过程中，第一泄油口（T1）逐渐减小直至完全截止；第一电磁阀（EV1）的外部连通关系为：第一进油口（P1）连通第一液压泵（HB1）的排油口（O1），第一控制口（A1）连通第一单向阀（DX1）的进油口（P6），第一泄油口（T1）连通油槽（YC）；所述第一液压泵（HB1）为容积式定排量转子泵，其转子随同第一泵轴（BZ1）旋转时由其进油口（I1）吸入油液并由其排油口（O1）排出油液,第一液压泵（HB1）转子转动时所受的阻力随其排油口（O1）处的排油压力增加而增大，当其排油通道截止时能够使其转子堵转，转速为零；

所述第二电磁阀（EV2）为三位三通比例电磁阀，具有第二进油口（P2）、第二控制口（A2）和第二泄油口（T2），其初始位置为第1阀位；第二电磁阀（EV2）的内部连通关系为：处于第1阀位时第二进油口（P2）同时连通第二控制口（A2）和第二泄油口（T2），处于第2阀位时第二进油口（P2）连通第二控制口（A2），第二泄油口（T2）截止，处于第3阀位时第二进油口（P2）、第二控制口（A2）和第二泄油口（T2）同时截止；第二电磁阀（EV2）能够由其第1阀位逐渐移动到第2阀位，第二电磁阀（EV2）由第1阀位向第2阀位移动的过程中，第二泄油口（T2）逐渐减小直至完全截止；第二电磁阀（EV2）的外部连通关系为：第二进油口（P2）连通第二液压泵（HB2）的排油口（O2），第二控制口（A2）连通第二单向阀（DX2）的进油口（P7），第二泄油口（T2）连通油槽（YC）；所述第二液压泵（HB2）为容积式定排量转子泵，其转子随同第二泵轴（BZ2）旋转时由其进油口（I2）吸入油液并由其排油口（O2）排出油液,第二液压泵（HB2）转子转动时所受的阻力随其排油口（O2）处的排油压力增加而增大，当其排油通道截止时能够使其转子堵转，转速为零；

所述第三电磁阀（EV3）为三位三通比例电磁阀，具有第三进油口（P3）、第三控制口（A3）和第三泄油口（T3），其初始位置为第1阀位；第三电磁阀（EV3）的内部连通关系为：处于第1阀位时第三进油口（P3）截止，第三控制口（A3）连通第三泄油口（T3），处于第2阀位时第三进油口（P3）同时连通第三控制口（A3）和第三泄油口（T3），处于第3阀位时第三进油口（P3）、第三控制口（A3）和第三泄油口（T3）同时截止；第三电磁阀（EV3）能够由其第1阀位逐渐移动到第2阀位，第二电磁阀（EV2）由第1阀位向第2阀位移动的过程中，第三进油口（P3）与第三控制口（A3）和第二泄油口（T2）的内部连通程度逐步加大，同时第二泄油口（T2）逐渐减小、第三控制口（A3）逐渐增大；第三电磁阀（EV3）的外部连通关系为：第三进油口（P3）连通第三单向阀（DX3）的出油口（A8），第三控制口（A3）连通液压油缸（YG）的油口（A10），第三泄油口（T3）连通油槽（YC）；

所述第四电磁阀（EV4）为二位二通电磁阀，具有第三油口（A4）和第四油口（B4），其初始位置为第1阀位；第四电磁阀（EV4）的内部连通关系为：处于第1阀位时第三油口（A4）和第四油口（B4）同时截止，处于第2阀位时第三油口（A4）连通第四油口（B4）；第四电磁阀（EV4）的外部连通关系为：第三油口（A4）同时连通第三电磁阀（EV3）的第三进油口（P3）和第三单向阀（DX3）的出油口（A8），第四油口（B4）连通蓄能器（XN）的油口（A9）；

所述手控阀（SKF）为三位四通手动控制阀，具有第五进油口（P5）、第五油口（A5）、第六油口（B5）和第五泄油口（T5），其初始位置为第2阀位；手控阀（SKF）的内部连通关系为：处于第1阀位时第五进油口（P5）连通第五油口（A5），第六油口（B5）连通第五泄油口（T5），处于第2阀位时第五进油口（P5）、第五油口（A5）、第六油口（B5）和第五泄油口（T5）相互连通，处于第3阀位时第五进油口（P5）连通第六油口（B5），第五油口（A5）连通第五泄油口（T5）；手控阀（SKF）的外部连通关系为：第五进油口（P5）同时连通第一单向阀（DX1）的出油口（A6）、第二单向阀（DX2）的出油口（A7）和第三单向阀（DX3）的进油口（P8），第五油口（A5）连通液压马达（HM）的第一油口（A），第六油口（B5）连通液压马达（HM）的第二油口（B），第五泄油口（T5）连通油槽（YC）；

所述液压油缸（YG）为具有内置复位弹簧的单活塞杆单向作用油缸，液压马达（HM）具有一个排量调节机构，液压油缸（YG）的活塞杆作用于液压马达（HM）的排量调节机构，液压马达（HM）的排量能够在零至最大排量之间无级调节，且初始状态为最大排量，对液压油缸（YG）的油口（A10）供油时能够使其缸内充油加压，推动其活塞杆外伸并使液压马达（HM）的排量减小，当液压油缸（YG）的油口（A10）泄压时能够使其油缸泄油，内置复位弹簧推动活塞杆内缩并使液压马达（HM）的排量增加；

所述蓄能器（XN）为弹簧活塞式蓄能装置，当所述第四电磁阀（EV4）处于第2阀位时，蓄能器（XN）的油口（A9）经第四电磁阀（EV4）的第四油口（B4）和第三油口（A4）连通第三单向阀（DX3）的出油口（A8），当第三单向阀（DX3）的进油口（P8）的压力大于出油口（A8）的压力时，第三单向阀（DX3）导通，蓄能器（XN）通过其油口（A9）储存第三单向阀（DX3）的进油口（P8）前端液压回路中的压力油液，当第三单向阀（DX3）的进油口（P8）前端液压回路中压力过低时，蓄能器（XN）通过其油口（A9）对第三电磁阀（EV3）的第三进油口（P3）供液，以补偿对液压油缸（YG）的供油压力。

4.根据权利要求1所述的并联式双流变速传动装置，其特征在于：所述第一分动器（FD1）和所述第二分动器（FD2）皆具有差速传递转速的特性和差扭矩传动的分动传动特性；对于NGW型行星齿轮机构，假定太阳轮的齿数为Z_TC、转速为N_TC，内齿圈的齿数为Z_CQ、转速为N_CQ，行星架的转速为N_XJ，机构特性参数为k＝Z_CQ÷Z_TC ，则在太阳轮、内齿圈和行星架之间存在以下转速关系：

N_TC＝-k×N_CQ＋（1＋k）×N_XJ 式（1）

由式（1）转速关系可知，当以太阳轮为输入端，内齿圈和行星架分别为两个输出端时，太阳轮的转速N_TC方向与内齿圈的转速N_CQ方向相反，而与行星架的转速N_XJ方向相同,并且有：当内齿圈的转速N_CQ＝0时，N_TC＝（1＋k）×N_XJ，即太阳轮与行星架形成传动比为（1＋k）的同向定比传动；当行星架的转速N_XJ＝0时，N_TC＝-k×N_CQ，即太阳轮与内齿圈形成传动比为k的反向定比传动；

在第一分动器（FD1）中，当第一太阳轮（TC1）作为动力输入端时，第一太阳轮（TC1）与第一内齿圈（CQ1）和第一行星架（XJ1）之间的转速关系为：

N_TC1＝-k₁×N_CQ1＋（1＋k₁）×N_XJ1 式（2）

当第一内齿圈（CQ1）作为第一分动器（FD1）的第一输出端时，第一内齿圈（CQ1）的转速N_CQ1方向与第一太阳轮（TC1）的转速N_TC1方向相反；

在第二分动器（FD2）中，当第二太阳轮（TC2）作为动力输入端时，第二太阳轮（TC2）与第二内齿圈（CQ2）和第二行星架（XJ2）之间的转速关系为：

N_TC2＝-k₂×N_CQ2＋（1＋k₂）×N_XJ2 式（3）

当第二行星架（XJ2）作为第二分动器（FD2）的第一输出端时，第二行星架（XJ2）的转速N_XJ2方向与第二太阳轮（TC2）的转速N_TC2方向相同；

当第二轴（Z2）作为所述并联式双流变速传动装置的动力输入轴时，由第二轴（Z2）输入的动力经主传动主动齿轮（ZC2）和主传动从动齿轮（ZC1）传递到第一轴（Z1）后，使第一轴（Z1）及第一太阳轮（TC1）与第二轴（Z2）及第二太阳轮（TC2）的转向相反，由于第一内齿圈（CQ1）的转速N_CQ1方向与第一太阳轮（TC1）的转速N_TC1方向相反，而第二行星架（XJ2）的转速N_XJ2方向与第二太阳轮（TC2）的转速N_TC2方向相同，从而使第一套管轴（TZ1）与第二套管轴（TZ2）的转向相同；

当第一轴（Z1）作为所述并联式双流变速传动装置的动力输入轴时，由第一轴（Z1）输入的动力经主传动从动齿轮（ZC1）和主传动主动齿轮（ZC2）传递到第二轴（Z2）后，使第二轴（Z2）及第二太阳轮（TC2）与第一轴（Z1）及第一太阳轮（TC1）转向相反，由于第二行星架（XJ2）的转速N_XJ2方向与第二太阳轮（TC2）的转速N_TC2方向相同，而第一内齿圈（CQ1）的转速N_CQ1方向与第一太阳轮（TC1）的转速N_TC1方向相反，从而使第一套管轴（TZ1）与第二套管轴（TZ2）的转向相同；

当第一行星架（XJ1）受到固定约束而使其转速为零时，第一太阳轮（TC1）与第一内齿圈（CQ1）形成反向定比传动关系；当第二内齿圈（CQ2）受到固定约束而使其转速为零时，第二太阳轮（TC2）与第二行星架（XJ2）形成同向定比传动关系。

5.根据权利要求1所述的并联式双流变速传动装置，其特征在于：所述第一分动器（FD1）与第二分动器（FD2）是相同结构和尺寸参数的NGW型行星齿轮机构，或者是不同结构和尺寸参数的NGW型行星齿轮机构。

6.根据权利要求1或2或3所述的并联式双流变速传动装置，其特征在于：所述第一液压泵（HB1）、第二液压泵（HB2）是定排量内啮合齿轮泵，或是定排量内啮合摆线转子泵，或是定排量叶片泵，或是定排量轴向柱塞泵。

7.根据权利要求1或2或3所述的并联式双流变速传动装置，其特征在于：所述第一液压泵（HB1）、第二液压泵（HB2）是单转排量相同的容积式转子泵，或是单转排量不同的容积式转子泵。

8.根据权利要求1或2或3所述的并联式双流变速传动装置，其特征在于：所述液压马达（HM）是双向变排量叶片马达，或是双向变排量轴向柱塞马达，或是双向变排量径向柱塞马达，其单转排量能够在排量为零到最大排量之间进行无级调节。

9.根据权利要求1或2或3所述的并联式双流变速传动装置，其特征在于：所述第一液压泵（HB1）、第二液压泵（HB2）是单转排量皆小于所述液压马达（HM）的最大单转排量。