CN113757332B - 一种机械液压复合传动系统及控制方法 - Google Patents
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Abstract
本发明公开了一种机械液压复合传动系统及控制方法。发动机的输出轴与液压变速器的输入轴同轴连接，齿轮对主要由第一齿轮和第二齿轮啮合形成齿轮副构成，液压变速器的输出轴经自动变速箱后与第二齿轮同轴连接，主减速器的主减速器轴与第二齿轮同轴连接，主减速器与车轮连接，变量液压马达的输出轴与第一齿轮同轴连接；液压变速器的出油口与变量液压马达的进油口连通，液压变速器的进油口与变量液压马达的出油口连通。控制方法用于在线实时控制该系统。本发明通过变量液压马达排量调节高压管路压力，从而控制车辆速度，综合机械传动效率高和液压传动能够无级调速的优点，并且体积和质量较小，结构和控制较简单，功率循环较少，传动效率较高。
Description
技术领域
本发明涉及了一种移动机器领域的动力系统构型及控制方法，具体涉及了一种机械液压复合传动系统及控制方法。
背景技术
由于移动机器每年都要消耗大量的能源，产生大量的排放，世界各国对减少移动机器燃料消耗和排放的需求日益增长，排放法规日益严格。改善发动机的工作状况和提高动力系统的传动效率，是满足这些要求的关键因素。现有的移动机器动力系统有的采用机械传动(齿轮传动)，传动效率高，但发动机转速和车辆速度耦合，无法调节发动机工作点；有的采用液压传动，可以无级调速，使发动机工作在高效率点，但存在二次能量转换，传动效率低。机械液压复合传动综合了机械传动效率高和液压传动能够无级调速的优点，是移动机器动力系统未来发展的一种新趋势。
机械液压复合传动系统通过功率分流元件将发动机功率分成两路机械功率，其中一路通过静液压传动回路先转化成液压功率再转化成机械功率，与另一路机械功率汇合。目前常用的功率分流元件是一个三轴的行星齿轮组，其任意两个轴之间的转速比可通过第三个轴的转速来调节，将行星齿轮组的两个轴分别连接发动机和车轮，第三个轴连接静液压传动的输入轴或输出轴，通过静液压传动的无级调速改变第三个轴的转速，来调节发动机和车轮之间的转速比。该机械液压复合传动系统体积和质量较大，设计和控制复杂，且普遍存在功率循环，降低了传动效率。行星齿轮组只实现机械功率分流，无法实现机械和液压功率的同步分流。
发明内容
为了解决背景技术中存在的问题，本发明提出了一种机械液压复合传动系统，采用液压变速器作为功率分流元件，可以实现机械和液压功率的同步分流。与传统的基于行星齿轮组的机械液压复合传动系统相比，本系统体积和质量更小，结构和控制更简单，且减少了功率循环，提高了传动效率。本发明还为该系统提出了一种控制方法，该方法简单实用，可以用于在线实时控制。
本发明采用的技术方案是：
一、一种机械液压复合传动系统
系统包括液压变速器、自动变速箱、变量液压马达、液压油箱、齿轮对、发动机、主减速器和补油泵；
发动机的输出轴经补油泵与液压变速器的输入轴同轴连接，发动机的输出轴与补油泵的输入轴同轴连接，补油泵的输出轴与液压变速器的输入轴同轴连接，齿轮对主要由第一齿轮和第二齿轮啮合形成齿轮副构成，液压变速器的输出轴经自动变速箱后与第二齿轮同轴连接，液压变速器的输出轴与自动变速箱的输入轴同轴连接，自动变速箱的输出轴与第二齿轮同轴连接，主减速器的主减速器轴也与第二齿轮同轴连接，主减速器与车轮连接，变量液压马达的输出轴与第一齿轮同轴连接；
液压变速器的出油口与变量液压马达的进油口连通，液压变速器的进油口分别与变量液压马达的出油口和补油泵的出油口连通，补油泵的进油口与液压油箱连通；所述液压变速器的出油口通过高压溢流阀与液压油箱连通；所述液压变速器的进油口通过低压溢流阀与液压油箱连通；其中，液压变速器、高压溢流阀和变量液压马达之间的油路记为高压管路，液压变速器、补油泵、低压溢流阀和变量液压马达之间的油路记为低压管路。
所述液压变速器的输入轴转矩、输出轴转矩和出油口流量分别满足以下关系：
Tvm＝Dv(ph-pl)ηvmm
Qv＝Dv(ωe-ωm)ηvv
其中，Tvp、Tvm和Qv分别为液压变速器的输入轴转矩、输出轴转矩和出油口流量，Dv为液压变速器的排量，ph和pl分别为高压管路压力和低压管路压力，ωe为液压变速器的输入轴转速，ωm为液压变速器的输出轴转速，ηvpm、ηmm和ηvv分别为液压变速器的输入轴机械效率、输出轴机械效率和容积效率。
所述自动变速箱的输出轴转速和输入轴转速之间、自动变速箱的输出轴转矩和输入轴转矩之间具有以下关系：
其中，ωm为自动变速箱的输入轴转速，ωf为自动变速箱的输出轴转速，Tg为自动变速箱的输出轴转矩，Tvm为自动变速箱的输入轴转矩，ηg为齿轮传动效率，kg为齿轮传动比。
所述变量液压马达的转矩和流量分别具有以下关系：
Tm＝xmDm(ph-pl)ηmm
其中，TM和Qm分别为变量液压马达的转矩和流量，xm为变量液压马达的排量百分比，Dm为变量液压马达的最大排量，ph和pl分别为高压管路压力和低压管路压力，ωf为自动变速箱的输出轴转速，ηmm和ηmv分别为变量液压马达的机械效率和容积效率。
所述高压管路的压力和流经高压管路的流量之间、低压管路的压力和流经低压管路的流量之间分别具有以下关系：
其中，Vh和Vl分别为高压管路压力和低压管路中的油液体积，βe为油液弹性模量，ph和pl分别为高压管路压力和低压管路压力，Qm为变量液压马达的流量，Qv为液压变速器的出油口流量，Qcp为补油泵的流量，Qhr和Qlr分别为通过高压溢流阀和低压溢流阀的流量。
所述的高压溢流阀和低压溢流阀的流量分别具有以下关系：
其中，kph和kpl分别为高压溢流阀和低压溢流阀的流量-压力系数，pho和plo分别为高压溢流阀和低压溢流阀的开启压力，Qhr和Qlr分别为通过高压溢流阀和低压溢流阀的流量，ph和pl分别为高压管路压力和低压管路压力。
二、一种机械液压复合传动系统的控制方法
控制方法包括以下步骤：
1)当发动机转速维持在怠速或额定转速，变量液压马达的排量百分比为变量液压马达的排量百分比的最大值时，如果系统需要通过高压溢流阀溢流，则发动机转速和变量液压马达的排量百分比不变；
2)发动机转速继续维持在怠速或额定转速，如果系统不需要通过高压溢流阀溢流，则变量液压马达的排量百分比减小并且在变量液压马达的排量百分比的最小值和最大值之间；
3)当变量液压马达的排量百分比为变量液压马达的排量百分比的最小值时，增大发动机转速，使得发动机转速大于怠速和额定转速。
所述步骤1)中，发动机转速ωe和变量液压马达的排量百分比xm满足以下关系：
其中，ωe_min为发动机的怠速或者额定转速，xm_max为变量液压马达的排量百分比的最大值。
所述步骤2)中，发动机转速ωe和变量液压马达的排量百分比xm满足以下关系：
其中，ωe_min为发动机的怠速或者额定转速，Dv为液压变速器排量，ωf为主减速器轴转速，kg为自动变速箱传动比，ηvv为液压变速器的容积效率，Dm为变量液压马达最大排量，ηmv为变量液压马达的容积效率，xm_min为变量液压马达的排量百分比的最小值，xm_max为变量液压马达的排量百分比的最大值。
所述步骤3)中，发动机转速ωe和变量液压马达的排量百分比xm满足以下关系：
其中，xm_min为变量液压马达的排量百分比的最小值，Dv为液压变速器排量，ωf为主减速器轴转速，kg为自动变速箱传动比，ηvv为液压变速器的容积效率，Dm为变量液压马达最大排量，ηmv为变量液压马达的容积效率。
本发明的有益效果是：
本发明中液压变速器与变量液压马达的结合，综合了机械传动效率高和液压传动能够无级调速的优点，并且与传统的基于行星齿轮组的机械液压复合传动系统相比，本系统体积和质量更小，结构和控制更简单，且减少了功率循环，提高了传动效率。
本发明为该机械液压复合传动系统提出了一种控制方法，该方法简单实用，可以用于在线实时控制。
附图说明
图1为本发明机械液压复合传动系统结构原理图。
图2为本发明机械液压复合传动系统采用的液压变速器。
图3为本发明应用实施时采用的控制方法流程图。
图4为本发明应用实施时采用的系统控制层次框图。
图5为本发明应用实施时采用的发动机转速控制框图。
图6为本发明应用实施时采用的车辆速度控制框图。
图中：液压变速器1、自动变速箱2、变量液压马达3、高压管路4、高压溢流阀5、低压管路6、低压溢流阀7、液压油箱8、齿轮对9、发动机10、主减速器11、补油泵12。
具体实施方式
下面结合附图及具体实施方式对本发明作进一步详细说明。
如图1所示，本发明包括液压变速器1、自动变速箱2、变量液压马达3、液压油箱8、齿轮对9、发动机10、主减速器11和补油泵12；
发动机10的输出轴经补油泵12与液压变速器1的输入轴同轴连接，发动机10的输出轴与补油泵12的输入轴同轴连接，补油泵12的输出轴与液压变速器1的输入轴同轴连接，齿轮对12主要由第一齿轮和第二齿轮啮合形成齿轮副构成，液压变速器1的输出轴经自动变速箱2后与第二齿轮同轴连接，液压变速器1的输出轴与自动变速箱2的输入轴同轴连接，自动变速箱2的输出轴与第二齿轮同轴连接，主减速器11的主减速器轴也与第二齿轮同轴连接，主减速器11与车轮连接，变量液压马达3的输出轴与第一齿轮同轴连接；
液压变速器1的出油口与变量液压马达3的进油口连通，液压变速器1的进油口分别与变量液压马达3的出油口和补油泵12的出油口连通，补油泵12的进油口与液压油箱11连通；所述液压变速器1的出油口通过高压溢流阀7与液压油箱11连通，以保证管路压力不超过液压变速器的最高工作压力；所述液压变速器1的进油口通过低压溢流阀10与液压油箱11连通；其中，液压变速器1、高压溢流阀5和变量液压马达3之间的油路记为高压管路4，液压变速器1、补油泵12、低压溢流阀7和变量液压马达3之间的油路记为低压管路6。
本发明中液压变速器1结构如图2所示，其中图2的a为液压变速器1的液压符号，图2的b为液压变速器1的等效液压原理图。通过调节液压变速器1的出油口(即液压控制油口)的压力变化实现对液压变速器1的输出轴转速的调节，该压力通过变量液压马达3来调节。
具体地：通过变量液压马达3排量调节高压管路压力，以调节液压变速器1输出轴转矩和变量液压马达3输出轴转矩，从而控制车辆速度，自动变速箱2的传动比随着车速变化自动调节。发动机油门用于控制发动机转速，能将发动机转速与车辆速度解耦，可以使发动机工作在高效率点。
当车辆刚起步时，发动机有一定的转速而车速从0开始增大，液压变速器1会输出一定流量，需要由高压溢流阀7消耗。当车速增大到一定程度时，高压溢流阀7只需作为安全阀使用，变量液压马达3的排量从最大排量逐渐减小，高压管路4压力逐渐升高，车速继续增大。当变量液压马达的排量百分比减小到设定的最低值时，变量液压马达3排量不再继续减小，通过增大发动机油门来增大发动机转速，从而继续提升车速。车辆减速通过机械刹车实现。
液压变速器1的输入轴转矩、输出轴转矩和出油口(即控制油口)流量分别满足以下关系：
Tvm＝Dv(ph-pl)ηvmm
Qv＝Dv(ωe-ωm)ηvv
其中，Tvp、Tvm和Qv分别为液压变速器1的输入轴转矩、输出轴转矩和出油口流量，Dv为液压变速器1的排量，ph和pl分别为高压管路4压力和低压管路6压力，ωe为液压变速器1的输入轴转速，即发动机转速，ωm为液压变速器1的输出轴转速，即自动变速箱2的输入轴转速，ηvpm、ηvmm和ηvv分别为液压变速器1的输入轴机械效率、输出轴机械效率和容积效率。
自动变速箱2的输出轴转速和输入轴转速之间、自动变速箱2的输出轴转矩和输入轴转矩之间具有以下关系：
其中，ωm为自动变速箱2的输入轴转速，ωf为自动变速箱2的输出轴转速，即主减速器轴转速，与车辆速度成正比，Tg为自动变速箱2的输出轴转矩，Tvm为自动变速箱2的输入轴转矩，ηg为齿轮传动效率，kg为齿轮传动比，随车辆速度变化而自动调节。
变量液压马达3的转矩和流量分别具有以下关系(自动变速箱2的输出轴和变量液压马达3的输出轴连接的齿轮对9的传动比为1∶1)：
Tm＝xmDm(ph-pl)ηmm
其中，Tm和Qm分别为变量液压马达3的转矩和流量，xm为变量液压马达3的排量百分比，Dm为变量液压马达3的最大排量，ph和pl分别为高压管路4压力和低压管路6压力，ωf为自动变速箱2的输出轴转速，ηmm和ηmv分别为变量液压马达3的机械效率和容积效率。
补油泵的转矩和流量分别为：
Qcp＝Dcpωeηcpv
其中，Tcp和Qcp分别为补油泵12的转矩和流量，Dcp为补油泵12的排量，pl为低压管路6压力，ωe为发动机10转速，ηcpm和ηcpv分别为补油泵12的机械效率和容积效率。
高压管路4的压力和流经高压管路4的流量之间、低压管路6的压力和流经低压管路6的流量之间分别具有以下关系：
其中，Vh和Vl分别为高压管路4压力和低压管路6中的油液体积，βe为油液弹性模量，ph和pl分别为高压管路4压力和低压管路6压力，Qm为变量液压马达3的流量，Qv为液压变速器1的出油口流量，Qcp为补油泵的流量，Qhr和Qlr分别为通过高压溢流阀7和低压溢流阀10的流量。
的高压溢流阀7和低压溢流阀10的流量分别具有以下关系：
其中，kph和kpl分别为高压溢流阀7和低压溢流阀10的流量-压力系数，pho和plo分别为高压溢流阀7和低压溢流阀10的开启压力，Qhr和Qlr分别为通过高压溢流阀7和低压溢流阀10的流量，ph和pl分别为高压管路4压力和低压管路6压力。
本发明的实施工作过程如下：
图3是本发明采用的控制方法流程图，按照溢流阀、变量液压马达、发动机依次动作的顺序对车辆速度进行控制。
控制方法包括以下步骤：
1)当发动机转速维持在怠速(发动机能够长时间稳定工作的最低转速)或某个比怠速略高的额定转速(为提高驱动能力)，变量液压马达的排量百分比为变量液压马达的排量百分比的最大值时，如果系统需要通过高压溢流阀(7)溢流，则发动机转速和变量液压马达的排量百分比不变，发动机转速ωe和变量液压马达的排量百分比xm满足以下关系：
其中，ωe_min为发动机的怠速或者额定转速，xm_max为变量液压马达的排量百分比的最大值；
2)发动机转速继续维持在怠速(发动机能够长时间稳定工作的最低转速)或某个比怠速略高的额定转速(为提高驱动能力)，如果系统不需要通过高压溢流阀(7)溢流，则变量液压马达的排量百分比减小并且在变量液压马达的排量百分比的最小值和最大值之间，发动机转速ωe和变量液压马达的排量百分比xm满足以下关系：
其中，ωe_min为发动机的怠速或者额定转速，Dv为液压变速器排量，ωf为主减速器轴转速，kg为自动变速箱传动比，ηvv为液压变速器的容积效率，Dm为变量液压马达最大排量，ηmv为变量液压马达的容积效率，xm_mmin为变量液压马达的排量百分比的最小值，xm_max为变量液压马达的排量百分比的最大值；
根据工程经验，变量液压马达排量百分比的最大值可取0.9左右，变量液压马达排量百分比的最小值可根据下式计算：
其中，Tf为主减速器轴的负载转矩，Jf为主减速器轴的转动惯量，ωf为主减速器轴转速，Dv为液压变速器排量，ph_max为高压管路压力上限值，pl为低压管路压力，ηvmm为液压变速器输出轴机械效率，Dm为变量液压马达最大排量，ηmm为变量液压马达的机械效率。
或者可先取变量液压马达排量百分比的最小值为0.4或0.5左右，据此对液压马达大小选型，留有足够余量。
3)当变量液压马达的排量百分比为变量液压马达的排量百分比的最小值时，增大发动机转速，使得发动机转速大于怠速(发动机能够长时间稳定工作的最低转速)和某个比怠速略高的额定转速(为提高驱动能力)，发动机转速ωe和变量液压马达的排量百分比xm满足以下关系：
其中，xm_min为变量液压马达的排量百分比的最小值，Dv为液压变速器排量，ωf为主减速器轴转速，kg为自动变速箱传动比，ηvv为液压变速器的容积效率，Dm为变量液压马达最大排量，ηmv为变量液压马达的容积效率。
在车辆加速过程中的大部分时间里，根据液压变速器控制油口流量和变量液压马达流量近似相等的关系，主减速器轴转速ωf(与车辆速度成正比)、发动机转速ωe和变量液压马达的排量百分比xm之间近似满足如下关系：
其中，Dv为液压变速器排量，ωe为发动机转速，ωf为主减速器轴转速，kg为自动变速箱传动比，ηvv为液压变速器的容积效率，xm为变量液压马达的排量百分比，Dm为变量液压马达的最大排量，ηmv为变量液压马达的容积效率。本发明中，液压变速器的容积效率和变量液压马达的容积效率为定值。具体实施中，实际液压变速器的容积效率与压力、输入输出轴转速差相关，实际变量液压马达的容积效率与排量百分比、压力、转速相关。
输出的发动机转速作为发动机控制器的控制目标，发动机控制器通过调节发动机油门来实现；输出的变量液压马达的排量百分比对车辆速度进行前馈控制。
图4是系统控制层次框图，图中的控制策略即为上文的控制方法，控制策略根据预期车辆速度，实时计算预期发动机转速和预期变量液压马达的排量百分比(即发动机转速ωe和变量液压马达的排量百分比xm)。预期发动机转速输出给发动机控制器，通过调节发动机油门来实现发动机转速的控制，变量液压马达的排量百分比直接根据控制策略的计算结果来调节，从而实现车辆速度的前馈控制。具体的发动机转速和车辆速度的控制过程如图5和图6所示。
图5是发动机转速的控制框图，对应图4中的左半部分，采用反馈控制，比例-积分控制器根据预期发动机转速和实际发动机转速的偏差，生成发动机油门的控制信号，从而调节发动机转矩，发动机转速由发动机转矩、液压变速器输入轴转矩和补油泵转矩共同决定。
图6为车辆速度的控制框图，对应图4中的右半部分，采用前馈控制，通过变量液压马达的排量百分比调节高压管路压力，从而调节液压变速器输出轴转矩、自动变速箱输出轴转矩和马达转矩，主减速器轴转速由马达转矩、自动变速箱输出轴转矩和负载转矩共同决定，车辆速度和主减速器轴转速成正比。
Claims (8)
1.一种机械液压复合传动系统，其特征在于：包括液压变速器(1)、自动变速箱(2)、变量液压马达(3)、液压油箱(8)、齿轮对(9)、发动机(10)、主减速器(11)和补油泵(12)；
发动机(10)的输出轴经补油泵(12)与液压变速器(1)的输入轴同轴连接，齿轮对(9)主要由第一齿轮和第二齿轮啮合形成齿轮副构成，液压变速器(1)的输出轴经自动变速箱(2)后与第二齿轮同轴连接，主减速器(11)的主减速器轴也与第二齿轮同轴连接，主减速器(11)与车轮连接，变量液压马达(3)的输出轴与第一齿轮同轴连接；
液压变速器(1)的出油口与变量液压马达(3)的进油口连通，液压变速器(1)的进油口分别与变量液压马达(3)的出油口和补油泵(12)的出油口连通，补油泵(12)的进油口与液压油箱(8)连通；所述液压变速器(1)的出油口通过高压溢流阀(5)与液压油箱(8)连通；所述液压变速器(1)的进油口通过低压溢流阀(7)与液压油箱(8)连通；其中，液压变速器(1)、高压溢流阀(5)和变量液压马达(3)之间的油路记为高压管路(4)，液压变速器(1)、补油泵(12)、低压溢流阀(7)和变量液压马达(3)之间的油路记为低压管路(6)；
所述高压管路(4)的压力和流经高压管路(4)的流量之间、低压管路(6)的压力和流经低压管路(6)的流量之间分别具有以下关系：
其中，Vh和Vl分别为高压管路(4)压力和低压管路(6)中的油液体积，βe为油液弹性模量，ph和pl分别为高压管路(4)压力和低压管路(6)压力，Qm为变量液压马达(3)的流量，Qv为液压变速器(1)的出油口流量，Qcp为补油泵的流量，Qhr和Qlr分别为通过高压溢流阀(5)和低压溢流阀(7)的流量；
所述的高压溢流阀(5)和低压溢流阀(7)的流量分别具有以下关系：
其中，kph和kpl分别为高压溢流阀(5)和低压溢流阀(7)的流量-压力系数，pho和plo分别为高压溢流阀(5)和低压溢流阀(7)的开启压力，Qhr和Qlr分别为通过高压溢流阀(5)和低压溢流阀(7)的流量，ph和pl分别为高压管路(4)压力和低压管路(6)压力。
2.根据权利要求1所述的一种机械液压复合传动系统，其特征在于：所述液压变速器(1)的输入轴转矩、输出轴转矩和出油口流量分别满足以下关系：
Tvm＝Dv(ph-pl)vvmm
Qv＝Dv(ωe-ωm)ηvv
其中，Tvp、Tvm和Qv分别为液压变速器(1)的输入轴转矩、输出轴转矩和出油口流量，Dv为液压变速器(1)的排量，ph和pl分别为高压管路(4)压力和低压管路(6)压力，ωe为液压变速器(1)的输入轴转速，ωm为液压变速器(1)的输出轴转速，ηvpm、ηvmm和ηvv分别为液压变速器(1)的输入轴机械效率、输出轴机械效率和容积效率。
3.根据权利要求1所述的一种机械液压复合传动系统，其特征在于：所述自动变速箱(2)的输出轴转速和输入轴转速之间、自动变速箱(2)的输出轴转矩和输入轴转矩之间具有以下关系：
其中，ωm为自动变速箱(2)的输入轴转速，ωf为自动变速箱(2)的输出轴转速，Tg为自动变速箱(2)的输出轴转矩，Tvm为自动变速箱(2)的输入轴转矩，ηg为齿轮传动效率，kg为齿轮传动比。
4.根据权利要求1所述的一种机械液压复合传动系统，其特征在于：所述变量液压马达(3)的转矩和流量分别具有以下关系：
Tm＝xmDm(ph-pl)ηmm
其中，Tm和Qm分别为变量液压马达(3)的转矩和流量，xm为变量液压马达(3)的排量百分比，Dm为变量液压马达(3)的最大排量，ph和pl分别为高压管路(4)压力和低压管路(6)压力，ωf为自动变速箱(2)的输出轴转速，ηmm和ηmv分别为变量液压马达(3)的机械效率和容积效率。
5.根据权利要求1所述的一种机械液压复合传动系统的控制方法，其特征在于，包括以下步骤：
1)当发动机转速维持在怠速或额定转速，变量液压马达的排量百分比为变量液压马达的排量百分比的最大值时，如果系统需要通过高压溢流阀(5)溢流，则发动机转速和变量液压马达的排量百分比不变；
2)发动机转速继续维持在怠速或额定转速，如果系统不需要通过高压溢流阀(5)溢流，则变量液压马达的排量百分比减小并且在变量液压马达的排量百分比的最小值和最大值之间；
3)当变量液压马达的排量百分比为变量液压马达的排量百分比的最小值时，增大发动机转速，使得发动机转速大于怠速和额定转速。
6.根据权利要求5所述的一种机械液压复合传动系统的控制方法，其特征在于，所述步骤1)中，发动机转速ωe和变量液压马达的排量百分比xm满足以下关系：
其中，ωe_min为发动机的怠速或者额定转速，xm_max为变量液压马达的排量百分比的最大值。
7.根据权利要求5所述的一种机械液压复合传动系统的控制方法，其特征在于，所述步骤2)中，发动机转速ωe和变量液压马达的排量百分比xm满足以下关系：
其中，ωe_min为发动机的怠速或者额定转速，Dv为液压变速器排量，ωf为主减速器轴转速，kg为自动变速箱传动比，ηvv为液压变速器的容积效率，Dm为变量液压马达最大排量，ηmv为变量液压马达的容积效率，xm_min为变量液压马达的排量百分比的最小值，xm_max为变量液压马达的排量百分比的最大值。
8.根据权利要求5所述的一种机械液压复合传动系统的控制方法，其特征在于，所述步骤3)中，发动机转速ωe和变量液压马达的排量百分比xm满足以下关系：
其中，xm_min为变量液压马达的排量百分比的最小值，Dv为液压变速器排量，ωf为主减速器轴转速，kg为自动变速箱传动比，ηvv为液压变速器的容积效率，Dm为变量液压马达最大排量，ηmv为变量液压马达的容积效率。
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