CN114658823A - 一种集齿轮-液压-多盘为一体的多模式复合传动装置 - Google Patents

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CN114658823A CN202210163784.4A CN202210163784A CN114658823A CN 114658823 A CN114658823 A CN 114658823A CN 202210163784 A CN202210163784 A CN 202210163784A CN 114658823 A CN114658823 A CN 114658823A
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陈龙
蔡英凤
夏长高
韩江义
孙晓东
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张奕涵
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Abstract

本发明提供了一种集齿轮‑液压‑多盘为一体的多模式复合传动装置，包括输入组件、液压传动机构、前行星齿轮机构、多盘式无级变速传动机构、后行星齿轮机构、输出组件、离合器组件和制动器组件；所述离合器组件将输入组件的输出端分别与液压传动机构的输入端和前行星齿轮机构的输入端连接；所述离合器组件将液压传动机构的输出端分别与前行星齿轮机构和后行星齿轮机构连接；所述离合器组件将前行星齿轮机构、多盘式无级变速传动机构、后行星齿轮机构和输出组件依次连接；所述离合器组件和制动器组件提供输入组件与输出组件之间连续的传动比。本发明可满足工程机械多工况作业要求，提高发动机功率利用率，改善燃油经济性。

Description

一种集齿轮-液压-多盘为一体的多模式复合传动装置
技术领域
本发明涉及变速传动装置领域，特别涉及一种集齿轮-液压-多盘为一体的多模式复合传动装置。
背景技术
随着国家对节能减排越来越重视，农机的节油也备受关注。农机在工作过程中运行的条件比道路车辆恶劣，经常遇到阻力激增的情况。小功率的农机往往要牺牲一定的作业效率才能克服这些极端情况，随之而来的还有油耗增加；大功率的农机则存在成本高，体积大等问题，且在相对良好的作业条件下存在功率过剩的问题。
目前应用在工程机械上的变速传动方式一般有齿轮单流传动、液压单流传动、液压-齿轮复合传动；齿轮单流传动效率高，但传动比固定，操作过程中需要频繁换挡；液压单流传动能够方便地实现无级调速，且传递转矩大，但其传动效率低；液压-齿轮复合传动是一种液压功率流和机械功率流并联的一种传动方式，兼具了齿轮传动的高效率和液压传动的大转矩，但其对变量液压泵和定量液压马达及液压系统要求高，多盘式无级变速传动具有传动功率大、承载能力强、寿命高，传递效率高的特点，也多用于工程机械，但其传动比变化范围有限。
现有技术仅涉及到单流传动装置和两种单流传动并联的复合传动装置的设计，未能完全满足工程机械不同工况下对传动装置多模式，尤其是多种复合模式的设计要求。
发明内容
针对现有技术中存在的不足，本发明提供了一种集齿轮-液压-多盘为一体的多模式复合传动装置，通过切换离合器组件和制动器组件，实现液压传动、齿轮传动、多盘式无级变速传动、齿轮-多盘复合传动、液压-齿轮串联复合传动、液压-齿轮并联复合传动、液压-多盘串联复合传动、液压-多盘并联复合传动、液压-齿轮-多盘式串联复合传动、液压-齿轮-多盘式并联复合传动多种模式的切换。
本发明是通过以下技术手段实现上述技术目的的。
一种集齿轮-液压-多盘为一体的多模式复合传动装置，包括输入组件、液压传动机构、前行星齿轮机构、多盘式无级变速传动机构、后行星齿轮机构、输出组件、离合器组件和制动器组件；所述离合器组件将输入组件的输出端分别与液压传动机构的输入端、前行星齿轮机构的输入端和多盘式无极变速器传动机构输入端连接；所述离合器组件将液压传动机构的输出端分别与前行星齿轮机构、后行星齿轮机构和多盘式无极变速器传动机构连接；所述离合器组件将前行星齿轮机构与多盘式无级变速传动机构连接，将前行星齿轮传动机构与后行星齿轮机构连接，将后行星齿轮机构与输出组件连接；所述离合器组件和制动器组件提供输入组件与输出组件之间连续的传动比。
进一步，通过调节液压传动机构的排量比、调节多盘式无级变速传动机构的传动比和选择性控制所述离合器组件与制动器组件的接合，提供输入组件与输出组件之间的液压传动H 、齿轮传动G和多盘式无级变速传动S中的任意一种或任意两种组合或三种组合的传动方式。
进一步，所述离合器组件包括第一离合器C1、第二离合器C2、第三离合器C3、第四离合器C4、第五离合器C5、第六离合器C6、第七离合器C7、第八离合器C8、第九离合器C9、制动器B；所述第一离合器C1用于选择性地将输入组件与前行星齿轮机构和多盘式无级变速器输入端连接；所述第二离合器C2用于选择性地将输入组件与液压传动机构输入端连接；所述第三离合器C3用于选择性地将液压传动机构输出端与前行星齿轮机构或多盘式无级变速器机构进行串联或者并联；所述第四离合器C4用于选择性的将液压传动机构或输入组件与多盘式无级变速器输入端连接，所述第五离合器C5用于选择性地将液压传动机构或输入组件输出端与前行星齿轮机构的齿圈连接以共同旋转；所述第六离合器C6用于选择性的将多盘式无级变速器输出端与前齿轮机构输入端连接；所述第七离合器C7用于选择性地将前行星齿轮机构的太阳轮连接到前行星齿轮机构的行星架以共同旋转；；所述第八离合器C8用于选择性地将液压传动机构的输出端与后行星齿轮机构的太阳轮连接以共同旋转；第九离合器 C9选择性地将后行星齿轮机构的行星架连接到后行星齿轮机构的齿圈以共同旋转；所述制动器B用于选择性地将前行星齿轮机构的太阳轮连接到固定件；通过调节液压传动机构的排量比和选择性控制第二离合器C2、第八离合器C8和第九离合器C9的接合，提供输入组件和输出组件之间的液压传动H。
进一步，通过控制所述第一离合器C1、第五离合器C5、第九离合器C9和制动器B的接合，提供输入组件和输出组件之间的齿轮传动G。
进一步，通过调节多盘式无级变速传动机构的传动比和选择性控制所述第一离合器C1、第四离合器C4、第六离合器C6、第七离合器C7、第九离合器C9的接合，提供输入组件和输出组件之间的多盘式无级变速传动S。
进一步，通过调节多盘式无级变速传动机构的传动比和选择性控制所述第一离合器C1、第四离合器C4、第五离合器C5、第六离合器C6、第九离合器C9的接合，提供输入组件和输出组件之间的齿轮-多盘式复合传动GS。
通过调节液压传动机构的排量比和选择性控制第二离合器C2、第三离合器C3、第五离合器C5、第九离合器C9和制动器B的接合，提供输入组件和输出组件之间的液压-齿轮串联复合传动HG1。
通过调节液压传动机构的排量比和选择性控制第二离合器C2、第三离合器C3、第四离合器C4、第六离合器C6、第七离合器C7、和第九离合器C9的接合，提供输入组件和输出组件之间的液压-多盘式串联复合传动HS1。
进一步，通过调节液压传动机构的排量比、调节多盘式无级变速传动机构的传动比和选择性控制第二离合器C2、第三离合器C3、第四离合器C4、第五离合器C5、第六离合器C6和第九离合器C9、提供输入组件和输出组件之间的液压-齿轮-多盘串联复合传动HGS1。
进一步，通过调节液压传动机构的排量比和选择性的控制第一离合器C1、第二离合器C2、第五离合器C5、第八离合器C8和制动器B的接合，提供输入组件和输出组件之间的液压-齿轮并联复合传动HG2；
通过调节液压传动机构的排量比、调节多盘式无级变速传动机构的传动比和选择性的控制第一离合器C1、第二离合器C2、第四离合器C4、第六离合器C6、第七离合器C7、第八离合器 C8的接合，提供输入组件和输出组件之间的液压-多盘式并联复合传动HS2；
进一步，通过调节液压传动机构的排量比、调节多盘式无级变速传动机构的传动比和选择性控制第一离合器C1、第二离合器C2、第四离合器C4、第五离合器C5、第六离合器C6和第八离合器C8的接合，提供输入组件和输出组件之间的液压-齿轮-多盘并联复合传动HGS2。
进一步，通过调节液压传动机构的排量比、调节多盘式无级变速传动机构的传动比和控制离合器组件的接合，提供“液压传动H→多盘式无级变速传动S→液压-多盘复合传动HS”传动方式之间的无级调速切换。
进一步，通过调节液压传动机构的排量比、调节多盘式无级变速传动机构的传动比和选择性控制离合器与制动器组件的接合，提供“液压传动H→齿轮传动G→液压-齿轮复合传动HG→液压-齿轮-多盘复合传动HGS”传动方式之间的无级调速切换。
进一步，通过调节多盘式无级变速传动机构的传动比和选择性控制离合器与制动器组件的接合，提供“液压传动H→齿轮-多盘式复合传动GS→液压-齿轮-多盘复合传动HGS”传动方式之间的无级调速切换。
进一步，通过调节多盘式无级变速传动机构的传动比和选择性控制离合器与制动器组件的接合，提供“液压-齿轮复合传动HG→多盘式无级变速传动S→液压多盘复合传动HS”传动方式之间的无级调速切换。
本发明的有益效果在于：
1.本发明所述的集齿轮-液压-多盘为一体的多模式复合传动装置，通过切换离合器组件和制动器组件，实现齿轮传动、液压传动、多盘式无级变速传动、齿轮-多盘复合传动、液压-齿轮串联复合传动、液压-齿轮并联复合传动、液压-多盘串联复合传动、液压-多盘并联复合传动、液压-齿轮-多盘式串联复合传动、液压-齿轮-多盘式并联复合传动多种模式的切换，可满足工程机械多工况作业要求，提高发动机功率利用率，改善燃油经济性。
2.本发明所述的集齿轮-液压-多盘为一体的多模式复合传动装置，有效减小了换挡冲击，增大了速比调节范围；液压传动起步快、工作平稳，易于实现快速而无冲击地变速与换向，多盘式无级变速器传动比变化过程具有连续性，在使用过程中对机构的冲击极小。
3.本发明所述的集齿轮-液压-多盘为一体的多模式复合传动装置，设置了液压-多盘串联、液压-齿轮-多盘串联和液压-多盘并联、液压-齿轮-多盘并联各两种传动模式，液压-多盘串联、液压-齿轮-多盘串联传动方式有效拓宽了调速范围，能够满足大范围非线性无级调速的要求，液压-多盘并联、液压-齿轮-多盘并联传动方式提高了系统传动效率，能够满足区域内高效无级调速的要求。
附图说明
图1为本发明所述的集齿轮-液压-多盘为一体的多模式复合传动装置结构原理图。
图2为本发明所述的液压传动H模式功率流示意图。
图3为本发明所述的齿轮传动G模式功率流示意图。
图4为本发明所述的多盘式无级变速传动S模式功率流示意图。
图5为本发明所述的齿轮-多盘复合传动GS功率流示意图。
图6为本发明所述的液压-齿轮串联复合传动HG1功率流示意图。
图7为本发明所述的液压-多盘串联复合传动HS1功率流示意图。
图8为本发明所述的液压-齿轮-多盘串联复合传动HGS1功率流示意图。
图9为本发明所述的液压-齿轮并联复合传动HG2功率流示意图。
图10为本发明所述的液压-多盘并联复合传动HS2功率流示意图。
图11为本发明所述的液压-齿轮-多盘并联复合传动HGS2功率流示意图。
图12为本发明所述的模式切换过程(H1→S→HS)输出转速与输入转速关系图。
图13为本发明所述的模式切换过程(H→G→HG或H→HGS)输出转速与输入转速关系图。
图14为本发明所述的模式切换过程(H→GS→HGS1)输出转速与输入转速关系图。
图15为本发明所述的模式切换过程(HG→S→HS1)输出转速与输入转速关系图。
图中：
1-输入组件；1-1-发动机；1-2-第二齿轮副；1-3-输入轴；1-4-第一齿轮副；1-5-第一离合器C1；1-6-发动机输出轴；2-液压传动机构；2-1-液压传动输入轴；2-2-第二离合器C2； 2-3-变量液压泵；2-4-定量液压马达；2-5-液压传动输出轴；2-6-第三离合器C3；2-7-第三齿轮副；2-8-第八离合器C8；3-多盘式无级变速传动机构；3-1-第四齿轮副；3-2-第五齿轮副； 3-3-多盘式无级变速传动机构动力输入轴；3-4-第四离合器C4；3-5-多盘式无级变速器；3-6- 第六齿轮副；3-7-第六离合器C6；3-8-多盘式无级变速传动机构动力输出轴；3-9-制动器B； 4-前行星齿轮机构；4-1-第七齿轮副；4-2-第五离合器C5；4-3-前行星齿轮齿圈；4-4-前行星齿轮太阳轮；4-5-第七离合器C7；4-6-前行星齿轮行星架；4-7-前行星齿轮机构动力输出轴； 5-后行星齿轮机构；5-1-第九离合器C9；5-2-后行星齿轮行星架；5-3-后行星齿轮齿圈；5-4- 后行星齿轮太阳轮；5-5-第八齿轮副；6-输出组件。
具体实施方式
下面结合附图以及具体实施例对本发明作进一步的说明，但本发明的保护范围并不限于此。
下面详细描述本发明的实施例，所述实施例的示例在附图中示出，其中自始至终相同或类似的标号表示相同或类似的元件或具有相同或类似功能的元件。下面通过参考附图描述的实施例是示例性的，旨在用于解释本发明，而不能理解为对本发明的限制。
在本发明的描述中，需要理解的是，术语“中心”、“纵向”、“横向”、“长度”、“宽度”、“厚度”、“上”、“下”、“轴向”、“径向”、“竖直”、“水平”、“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。此外，术语“第一”、“第二”仅用于描述目的，而不能理解为指示或暗示相对重要性或者隐含指明所指示的技术特征的数量。由此，限定有“第一”、“第二”的特征可以明示或者隐含地包括一个或者更多个该特征。在本发明的描述中，“多个”的含义是两个或两个以上，除非另有明确具体的限定。
在本发明中，除非另有明确的规定和限定，术语“安装”、“相连”、“连接”、“固定”等术语应做广义理解，例如，可以是固定连接，也可以是可拆卸连接，或一体地连接；可以是机械连接，也可以是电连接；可以是直接相连，也可以通过中间媒介间接相连，可以是两个元件内部的连通。对于本领域的普通技术人员而言，可以根据具体情况理解上述术语在本发明中的具体含义。
如图1所示，本发明所述的集齿轮-液压-多盘为一体的多模式复合传动装置，包括输入组件1、液压传动机构2、多盘式无级变速传动机构3、前行星齿轮机构4、后行星齿轮机构5、输出组件6、离合器组件和制动器组件；所述离合器组件将输入组件1的输出端分别与液压传动机构2的输入端和多盘式无级变速传动机构3的输入端连接；所述离合器组件将液压传动机构2的输出端分别与多盘式无级变速传动机构3和后行星齿轮机构5连接；所述离合器组件将多盘式无级变速传动机构3与前行星齿轮机构4连接、将前行星齿轮机构4与后行星齿轮机构5连接、将后行星齿轮机构5与输出组件6连接；所述离合器组件和制动器组件提供输入组件1与输出组件6之间连续的传动比。
输入组件1包括1-1-发动机、1-2-第二齿轮副；1-3-发动机输入轴、1-4-第一齿轮副、1- 5-第一离合器C1、1-6-发动机输出轴；所述发动机1-1的输入轴1-2通过第一齿轮副1-3和多盘式无级变速传动机构3输入端连接。所述第一离合器C1 1-5用于选择性地将输入轴1-3连接到多盘式无级变速传动机构3。所述发动机1-1的输入轴1-3通过第二齿轮副1-2和液压传动机构2输入端连接。
液压传动机构2包括2-1-液压传动输入轴、2-2-第二离合器C2、2-3-变量液压泵、2-4-定量液压马达、2-5-液压传动输出轴、2-6-第三离合器C3、2-7-第三齿轮副、2-8-第八离合器 C8；液压传动输入轴2-1与变量液压泵2-3连接，定量液压马达2-4与液压传动输出轴2-5连接，所述变量液压泵2-3用于驱动定量液压马达2-4，所述第二离合器C2 2-2用于选择性地将输入轴1-2与液压传动输入轴2-1连接；所述第三离合器C3 2-6用于选择性地将液压传动输出轴2-5通过第三齿轮副2-7连接到多盘式无级变速传动机构3；所述第八离合器C82-8用于选择性地将液压传动输出轴2-5通过第八齿轮副5-5连接到后行星齿轮太阳轮5-4以共同旋转。
多盘式无级变速传动机构3包括3-1-第四齿轮副、3-2-第五齿轮副、3-3-多盘式无级变速传动机构动力输入轴、3-4-第四离合器C4、3-5-多盘式无级变速器、3-6-第六齿轮副、3-7- 第六离合器C6、3-8-多盘式无级变速传动机构动力输出轴、3-9-制动器B；其中第四离合器 C43-4用于选择性的将发动机输出轴1-6或液压传动输出轴2-5连接到多盘式无级变速传动机构动力输入轴3-3以共同旋转；第六离合器C6用于选择性的将多盘式无级变速传动机构动力输出轴3-8连接到前行星齿轮太阳轮4-4以共同旋转；所述制动器B 3-9用于固定前行星齿轮机构太阳轮。
前行星齿轮机构4包括4-1-第七齿轮副；4-2-第五离合器C5；4-3-前行星齿轮齿圈；4- 4-前行星齿轮太阳轮；4-5-第七离合器C7；4-6-前行星齿轮行星架；4-7-前行星齿轮机构动力输出轴；；所述前行星齿轮齿圈4-3、前行星齿轮太阳轮4-4和前行星齿轮行星架4-6构成行星轮系；所述制动器B 3-5用于选择性地将前行星齿轮太阳轮4-4固定；所述第五离合器C5 4-5用于选择性地将发动机输出轴1-6连接到前行星齿轮齿圈4-3以共同旋转；所述第七离合器C7 4-5将前行星齿轮太阳轮4-4连接到前行星齿轮行星架4-6以共同旋转，即将前行星齿轮机构4固连为一体；前行星齿轮机构动力输出轴4-7与前行星齿轮行星架4-6连接。
后行星齿轮机构5包括5-1-第九离合器C9；5-2-后行星齿轮行星架；5-3-后行星齿轮齿圈；5-4-后行星齿轮太阳轮；5-5-第八齿轮副；所述5-2-后行星齿轮行星架、5-3-后行星齿轮齿圈、5-4-后行星齿轮太阳轮构成行星轮系；所述第九离合器C9 5-1用于选择性地将5-2-后行星齿轮行星架连接到5-3-后行星齿轮齿圈以共同旋转，即将后行星齿轮机构固连一体；所述输出组件6与后行星齿轮行星架5-2相连接。
通过调节液压传动机构2的排量比,调节多盘式无级变速传动机构3的传动比和选择性控制所述离合器组件与制动器组件的接合，提供输入组件1与输出组件6之间齿轮传动、液压传动、多盘式无级变速传动、齿轮-多盘复合传动、液压-齿轮串联复合传动、液压-齿轮并联复合传动、液压-多盘串联复合传动、液压-多盘并联复合传动、液压-齿轮-多盘式串联复合传动、液压-齿轮-多盘式并联复合传动多种模式的切换。各个传动模式的接合元件如表1所示。具体如下：
表1模式切换元件接合状态
Figure BDA0003515170680000071
其中：▲代表执行元件处于接合状态，△代表执行元件处于分离状态；no(H)为液压传动H模式输出转速，no(G)为齿轮传动G模式输出转速，no(S)为多盘式无级变速传动S模式输出转速，no(HG1)为液压-齿轮串联复合传动HG1模式输出转速，no(HS1)为液压-多盘串联复合传动HS1模式输出转速，no(HGS1)为液压-齿轮-多盘串联复合传动HGS1模式输出转速， no(GS)为齿轮-多盘复合传动GS模式输出转速，no(HG2)为液压-齿轮并联复合传动HG2模式输出转速，no(HS2)为液压-多盘并联复合传动HS2模式输出转速，no(HGS2)为液压-齿轮-多盘复合传动HGS2模式的输出转速，nI为发动机转速，k1为前行星齿轮机构的行星齿轮特性参数，k2为后行星齿轮机构的行星齿轮特性参数，e为液压传动机构排量比，iS为多盘式无级变速机构传动比，i1为第一齿轮副1-4的传动比，i2为第二齿轮副1-2的传动比，i3为第三齿轮副2-7的传动比，i4为第四齿轮副3-1的传动比，i5为第五齿轮副3-2的传动比,i6为第六齿轮副3-6的传动比,i7为第七齿轮副4-1的传动比，i8为第八齿轮副5-5的传动比。
液压传动H传动模式如图2所示，仅接合第二离合器C22-2、第八离合器C82-8和第九离合器C9 5-1，其它离合器和制动器分离，此时输入轴1-2传递的发动机动力经第二齿轮副12驱动变量液压泵2-3工作，进而带动定量液压马达2-4转动，定量液压马达2-4输出的动力再经第三齿轮副传递到多盘式无级变速传动机构3或经过第八齿轮副5-5传递到后行星齿轮太阳轮5-4，此时后行星齿轮机构5固连为一体，动力从输出组件6输出。
齿轮传动G传动模式如图3所示，仅接合第一离合器C11-5、第五离合器C5 4-2、第九离合器C9 5-1和制动器B 3-9，其它离合器组件分离。此时输入轴1-2传递的发动机动力，经第一离合器C1 1-5和第五离合器C54-2驱动前行星齿轮齿圈4-3，由于前行星齿轮太阳轮 4-4被制动器B 3-9制动，故动力由前行星齿轮行星架4-6输出至前行星齿轮机构动力输出轴4-7，由于第九离合器C95-1接合，后行星齿轮机构5固连为一体，动力从输出组件6输出。
多盘式无级变速传动S模式如图4所示，接合第一离合器C11-5、第四离合器C4 3-4、第六离合器C6 4-1、第七离合器C74-5、第九离合器C9 5-1，其它离合器和制动器分离。发动机动力经输入轴1-2传递到前行星齿轮机构太阳轮3-1，此时前行星齿轮机构3固连为一体，发动机动力传递到多盘式无级变速传动机构动力输入轴3-3驱动多盘式无级变速器3-5，多盘式无级变速器3-5通过调速控制机构使锥盘和T形盘的中心距av改变以改变锥盘的工作半径，从而实现变速，多盘式无级变速器输出的动力经多盘式无级变速传动机构动力输出轴 3-8传递到前行星齿轮机构太阳轮4-4，此时前行星齿轮机构4固为一体，再传递至后行星齿轮齿圈5-3，此时后行星齿轮机构5固连为一体，动力从输出组件6输出。
液压-齿轮串联复合传动HG1传动模式如图5所示，仅接合第二离合器C2 2-2、第三离合器C3 2-6、第五离合器C5 4-2、第九离合器C9 5-1、制动器B 3-9，其它离合器分离。此时输入轴1-2传递的发动机动力经第二齿轮副1-2传递到液压传动输入轴2-1驱动变量液压泵2-3，进而带动定量液压马达2-4转动，定量液压马达2-4输出的动力经液压传动输出轴2-5、第三齿轮副2-7、第四齿轮副3-1，驱动前行星齿轮齿圈4-3，由于前行星齿轮太阳轮4-4被制动器B 3-9制动，故动力由前行星齿轮行星架4-6输出至前行星齿轮机构动力输出轴4-7，由于第九离合器C95-1接合，后行星齿轮机构5固连为一体，动力从输出组件6输出。
液压-多盘串联HS1传动模式如图6所示，仅接合第二离合器C2 2-2、第三离合器C33- 6、第四离合器C4 3-4、第六离合器C6 3-7、第七离合器C7 4-5、第九离合器C9 5-1，其它离合器和制动器分离，此时输入轴1-2传递的发动机动力经第一齿轮副1-4传递到液压传动输入轴2-1驱动变量液压泵2-3，进而带动定量液压马达2-4转动，定量液压马达2-4输出的动力经液压传动输出轴2-5、第三齿轮副2-7、第四齿轮副3-1、第五齿轮副3-2传递至多盘式无级变速传动机构动力输入轴3-3，驱动多盘式无级变速器3-5，多盘式无级变速器输出的动力经多盘式无级变速传动机构动力输出轴3-8传递到前行星齿轮机构太阳轮4-4，此时前行星齿轮机构4固为一体，再传递至后行星齿轮齿圈5-3，此时后行星齿轮机构5固连为一体，动力从输出组件6输出。
液压-齿轮-多盘复合传动HGS1模式如图7所示，仅接合第二离合器C2 2-2、第三离合器C3 2-6、第四离合器C4 3-4、第六离合器C6 3-7、第九离合器C9 5-1，其它离合器和制动器分离，此时输入轴1-2传递的发动机动力经第一齿轮副1-4传递到液压传动输入轴2-1驱动变量液压泵2-3，进而带动定量液压马达2-4转动，定量液压马达2-4输出的动力经液压传动输出轴2-5、第三齿轮副2-7、第四齿轮副3-1，此时动力分两路传递：一路经第五离合器C5 4-2驱动前行星齿轮齿圈4-3，另一路经第四离合器C4 3-4驱动多盘式无级变速器，多盘式无级变速器输出的动力经多盘式无级变速传动机构动力输出轴3-8传递到前行星齿轮机构太阳轮4-4，两路动力在前行星齿轮行星架4-6处汇流，动力由前行星齿轮行星架4-6输出至前行星齿轮机构动力输出轴4-7，由于第九离合器C95-1接合，后行星齿轮机构5固连为一体，动力从输出组件6输出。
齿轮-多盘复合传动GS传动模式如图8所示，仅接合第一离合器C11-5、第四离合器C4 3-4、第五离合器C5 4-2、第六离合器C6 3-7和第九离合器C9 5-1，其它离合器和制动器分离。输入轴1-2传递的发动机动力经第一齿轮副1-4后分为两路：一路经第五离合器C5 4-2传递至前行星齿轮齿圈4-3；另一路经第五齿轮副3-2、第四离合器C4 3-4传递到多盘式无级变速传动机构动力输入轴3-3驱动多盘式无级变速器3-5，多盘式无级变速器输出的动力经多盘式无级变速传动机构动力输出轴3-8传递到前行星齿轮机构太阳轮4-4；两路动力在前行星齿轮行星架4-6处汇流，输出至前行星齿轮机构动力输出轴4-7，由于第九离合器C95-1 接合，后行星齿轮机构5固连为一体，动力从输出组件6输出。
液压-齿轮并联复合传动HG2传动模式如图9所示，仅接合第一离合器C11-5、第二离合器C2 2-2、第五离合器C5 4-2、第八离合器C8 2-8和制动器B 3-9，其它离合器分离。输入轴1-2传递的发动机动力经第一齿轮副1-4和第二齿轮副1-2后分为两路：一路经第一齿轮副1-4传递到液压传动输入轴2-1驱动变量液压泵2-3，进而带动定量液压马达2-4转动，定量液压马达2-4输出的动力经液压传动输出轴2-5、第八离合器C8 2-8传递至后行星齿轮太阳轮5-4；另一路经第一离合器C1 1-5和第五离合器C5 4-2驱动前行星齿轮齿圈4-3，由于前行星齿轮太阳轮4-4被制动器B 3-9制动，故动力由前行星齿轮行星架4-6输出至前行星齿轮机构动力输出轴4-7，前行星齿轮机构动力输出轴4-7将动力传递至后行星齿轮齿圈5-3；两路动力在后行星齿轮行星架5-2处汇流，动力从输出组件6输出。
液压-多盘并联HS2传动模式如图10所示，仅接合第一离合器C11-5、第二离合器C22- 2、第四离合器C4 3-4、第六离合器C6 3-7、第七离合器C7 4-5和第八离合器C8 2-8其它离合器和制动器分离，输入轴1-2传递的发动机动力经第一齿轮副1-4和第二齿轮副1-2后分为两路：一路经第一齿轮副1-4传递到液压传动输入轴2-1驱动变量液压泵2-3，进而带动定量液压马达2-4转动，定量液压马达2-4输出的动力经液压传动输出轴2-5、第八离合器C82-8传递至后行星齿轮太阳轮5-4；另一路经第五齿轮副3-2、第四离合器C4 3-4传递到多盘式无级变速传动机构动力输入轴3-3驱动多盘式无级变速器3-5，多盘式无级变速器输出的动力经多盘式无级变速传动机构动力输出轴3-8传递到后行星齿轮齿圈5-3，此时第七离合器C7 4-5接合，前行星齿轮机构固连为一体；两路动力在后行星齿轮行星架5-2处汇流，动力从输出组件6输出。
液压-齿轮-多盘并联复合传动HGS2模式如图11所示，仅接合第一离合器C11-5、第二离合器C2 2-2、第四离合器C4 3-4、第五离合器C5 4-2、第六离合器C6 3-7和第八离合器C82-8，其它离合器和制动器分离，输入轴1-2传递的发动机动力经第一齿轮副1-4和第二齿轮副1-2后分为两路：一路经第一齿轮副1-4传递到液压传动输入轴2-1驱动变量液压泵2-3，进而带动定量液压马达2-4转动，定量液压马达2-4输出的动力经液压传动输出轴2-5、第八离合器C8 2-8传递至后行星齿轮太阳轮5-4；另一路经第一离合器C11-5再分为两路：一路经第五离合器C5 4-2传递至前行星齿轮齿圈4-3；另一路经第五齿轮副3-2、第四离合器C4 3-4传递到多盘式无级变速传动机构动力输入轴3-3驱动多盘式无级变速器3-5，多盘式无级变速器输出的动力经多盘式无级变速传动机构动力输出轴3-8传递到前行星齿轮机构太阳轮4-4；两路动力在前行星齿轮行星架4-6处汇流，输出至前行星齿轮机构动力输出轴4-7，前行星齿轮机构动力输出轴4-7将动力传递至后行星齿轮齿圈5-3；两路动力在后行星齿轮行星架5-2处汇流，动力从输出组件6输出。
如图12所示，通过调节液压传动机构2的排量比，调节多盘式无级变速传动机构3的传动比和选择性控制所述离合器组件的接合，提供“液压传动H→多盘式无级变速传动S→液压-多盘复合传动HS”传动方式之间的无级调速切换。采用模式H起步，输出转速随液压传动机构排量比e的增加线性增大，当e＝1时，液压传动H模式达到正向最大值；当同时满足e·iS∈[no(H)＝no(S)]，且e∈[0，1]、iS在所确定传动比范围内时，液压传动H模式可同步切换到多盘式无级变速传动S模式，当多盘式无级变速器传动比iS从最大值变化到最小值时，no(S)非线性地减小；当同时满足e·iS∈[no(S)＝no(HS1)]，且e∈[0，1]、iS在所确定传动比范围内时，多盘式无级变速传动S模式可同步切换到液压-多盘复合传动HS模式；当同时满足e·iS∈[no(S)＝no(HS2)]，且e∈[0，1]、iS在所确定传动比范围内时，多盘式无级变速传动S模式可同步切换到液压-多盘复合传动HS2模式，切换的位置不同，导致液压-多盘复合传动HS1模式输出值不同，但输出转速随液压传动机构排量比e的减小而线性减小。
如图13所示，通过调节液压传动机构2的排量比，调节多盘式无级变速传动机构3的传动比和选择性控制所述离合器组件与制动器组件的接合，提供“液压传动H→齿轮传动G→液压-齿轮复合传动HG2或液压传动H→液压-齿轮-多盘HGS2”传动方式之间的无级调速切换。采用液压模式H起步，输出转速随液压传动机构排量比e的增大线性增大，当e＝- 1时，液压传动H模式达到负向最大值，当e＝1时，液压传动H模式达到正向最大值；当满足e∈[n0(H)＝n0(G)]时，此时可同步切换到齿轮传动G模式，齿轮传动G模式为定传动比传动；当满足e∈[n0(G)＝n0(HG2)]时，可以同步切换到液压-齿轮复合传动HG模式，当满足e∈[n0(H)＝n0(HGS2)]且e∈[0，1]、iS在所确定传动比范围内时，可以同步切换到液压- 齿轮-多盘HGS2模式。
如图14所示，通过调节多盘式无级变速传动机构3的传动比，选择性控制所述离合器组件和制动器组件的接合，提供“液压传动H→齿轮-多盘复合传动GS→液压-齿轮-多盘串联复合传动HGS1”传动方式之间的无级调速切换。采用液压模式H起步，输出转速随液压传动机构排量比e的增大线性增大，当e＝-1时，液压传动H模式达到负向最大值，当e＝1时，液压传动H模式达到正向最大值当no(H)＝no(GS)且iS在所确定传动比范围内时，液压传动H模式可同步切换到齿轮-多盘复合传动GS模式；当多盘式无级变速器传动比满足iS∈[no(GS)＝no(HGS1)]且e＝1时齿轮-多盘复合传动GS模式可同步切换到多盘式无级变速传动 HGS1模式，当多盘式无级变速器传动比iS从最大值变化到最小值时，no(S)非线性地增加；液压传动机构排量比e＝1固定不变时，传动装置仅通过改变iS在所确定传动比范围内无级变速。
如图15所示，通过调节液压传动机构2的排量比，调节多盘式无级变速传动机构3的传动比和选择性控制所述离合器组件的接合，提供“液压-齿轮串联复合传动HG1→多盘式无级变速传动S→液压-多盘串联复合传动HS1”传动方式之间的无级调速切换。采用液压-齿轮串联复合传动模式HG1起步，输出转速随液压传动机构排量比e的增加线性增大，当e＝1 时，液压传动H模式达到正向最大值；当多盘式无级变速器传动比满足no(HG)＝no(S)且 e＝1时齿轮-多盘复合传动GS模式可同步切换到多盘式无级变速传动HGS1模式，当多盘式无级变速器传动比iS从最大值变化到最小值时，no(S)非线性地增加；液压传动机构排量比 e＝1固定不变时，传动装置仅通过改变iS在所确定传动比范围内无级变速。实施例举例说明：
主要参数为：i1i8＝1，i2i7＝1，i2i5i6＝0.2，i1i3i4i7＝1，i1i3i4i5i6＝0.2，k1＝1.5，k2＝2.5，iS∈ [1.32，13.2]。
模式切换过程一：液压传动H→多盘式无级变速传动S→液压-多盘复合传动HS
液压传动H输出-输入转速关系为：
Figure BDA0003515170680000121
多盘式无级变速传动S输出-输入转速关系为：
Figure BDA0003515170680000122
液压-多盘串联复合传动HS1输出-输入转速关系为：
Figure BDA0003515170680000123
液压-多盘并联复合传动HS2输出-输入转速关系为：
Figure BDA0003515170680000124
Figure BDA0003515170680000125
如图12所示，采用模式H1起步，输出转速随液压传动机构排量比e的增加线性增大，当e＝0.397时，H模式达到正向0.397nI；当同时满足e·iS＝5.0，且e∈[0，1]，且iS∈[1.32， 13.2]三条件时，H模式既可同步切换到S模式，也可以同步切换到HS2模式。同步切换到S 模式时，当iS从13.2变化到1.32，no(S)非线性地从0.379nI增加到3.79nI；当满足e＝1时，S 模式可同步切换到HS1模式，当满足e·iS＝5.0，且e∈[0，1]、iS∈[1.32，13.2]三条件时，S 模式可同步切换到HS2模式，切换的位置不同，导致液压-多盘串联或并联复合传动模式输出值不同，但输出转速随液压传动机构排量比e的减小而线性减小。
模式切换过程二：液压传动H→齿轮传动G→液压-齿轮复合传动HG2或液压传动H→液压-齿轮-多盘HGS2
液压传动H输出-输入转速关系为：
Figure BDA0003515170680000126
齿轮传动G输出-输入转速关系为：
Figure BDA0003515170680000127
液压-齿轮并联复合传动HG2输出-输入转速关系为：
Figure BDA0003515170680000128
Figure BDA0003515170680000129
液压-齿轮-多盘并联复合传动HGS2输出-输入转速关系为：
Figure BDA0003515170680000131
如图13所示，采用液压传动模式H起步，输出转速随液压传动机构排量比e的增大线性增大，当e＝1时，液压传动H模式达到正向最大值nI；当e＝0.6时，液压传动模式H可同步切换到齿轮传动G模式，此时齿轮传动为定传动比；齿轮传动G模式也可以同步切换到液压-齿轮并联复合传动HG2模式；当e＝0.8022时，iS＝10时液压传动模式H达到正向0.8022nI，此时液压传动H模式可同步切换到液压-齿轮-多盘并联HGS2模式，当iS从13.2 变化到1.32时，no(HGS)非线性地增加，传动装置通过改变e和iS在[0.82，1.79]nI范围内无级变速。
模式切换过程三：液压传动H→齿轮-多盘复合传动GS→液压-齿轮-多盘串联复合传动 HGS1
液压传动H输出-输入转速关系为：
Figure BDA0003515170680000132
齿轮-多盘式无级变速传动GS输出-输入转速关系为：
Figure BDA0003515170680000133
0.6)nI；
液压-齿轮-多盘串联复合传动HGS1输出-输入转速关系为：
Figure BDA0003515170680000134
如图14所示，采用液压模式H起步，输出转速随液压传动机构排量比e的增加线性增大，当e＝0.8时，H模式达到0.8nI；当同时满足iS＝10两个条件时，H模式可同步切换到GS模式。同步切换到GS模式时，当iS从13.2变化到1.32，no(GS)非线性地从0.75nI增加到2.12nI；当满足e＝1时，GS模式可同步切换到HGS1模式，GS模式与HGS1模式呈e倍正相关，切换到HGS1模式时，no(HGS1)非线性地从0增加到2.12nI；切换的位置不同，导致齿轮-多盘复合传动或液压-齿轮-多盘串联复合传动模式输出值不同，但输出转速随液压传动机构排量比e的减小而线性减小。
模式切换过程四：液压-齿轮串联复合传动HG1→多盘式无级变速传动S→液压-多盘串联复合传动HS1
液压-齿轮串联传动HG1输出-输入转速关系为：
Figure BDA0003515170680000135
多盘式无级变速传动S输出-输入转速关系为：
Figure BDA0003515170680000136
液压-多盘串联复合传动HS1输出-输入转速关系为：
Figure BDA0003515170680000141
如图15所示，采用液压-齿轮串联传动HG1起步，输出转速随液压传动机构排量比e的增加线性增大，当e＝1时，H模式达到正向最大值0.6nI；当同时满足iS＝8.3两个条件时，HG1模式可同步切换到S模式。同步切换到S模式时，当iS从13.2变化到1.32，no(S)非线性地从0.379nI增加到3.79nI；当满足e＝1时，S模式可同步切换到HS1模式，GS模式与 HGS1模式呈e倍正相关，切换到HS1模式时，no(HS1)非线性地从0增加到3.79nI；切换的位置不同，导致液压-齿轮串联复合传动或液压-多盘串联复合传动模式输出值不同，但输出转速随液压传动机构排量比e的减小而线性减小。
多盘式无级变速器的锥盘和T形盘具有大的锥顶半角,故接触区的当量曲率很小，接触应力低，且在接触表面形成一层坚韧的牵引油膜来传递动力，因而承载能力和寿命高，在正常使用情况下可连线使用多年，并可承受一定的冲击载荷；速度稳定性好，传动效率可高达 90％，液压元件的比功率大，但传动效率偏低，通常在80％-90％之间，若取多盘式无级变速器传动效率为90％，液压元件的总效率为80％，当采用多盘-液压串联HS1模式时，系统传动效率＝90％×80％＝72％，当采用多盘-液压并联HS2模式时，设两路的输入功率相同，则系统的传动效率＝0.5×90％+0.5×80％＝85％，与液压-多盘串联传动HS1相比，其效率提高了 13％，设9/10的输入功率从多盘路通过，1/10的输入功率从液压路通过，则系统传动效率＝0.9×90％+0.1×80％＝89％，与液压-多盘串联传动HS1相比，其效率提高了17％，故此模式能够有效提升系统的传动效率，但其调速范围有限，输出转速no(HS2)在正向调速区间[0， 2.98]nI内变化，适用于区域内高效无级调速，而液压-多盘串联传动HS1虽然传动效率偏低，但其调速范围宽，输出转速no(HS1)在[0，3.9]nI范围内变化，适用于大范围非线性无级调速。
应当理解，虽然本说明书是按照各个实施例描述的，但并非每个实施例仅包含一个独立的技术方案，说明书的这种叙述方式仅仅是为清楚起见，本领域技术人员应当将说明书作为一个整体，各实施例中的技术方案也可以经适当组合，形成本领域技术人员可以理解的其他实施方式。
上文所列出的一系列的详细说明仅仅是针对本发明的可行性实施例的具体说明，它们并非用以限制本发明的保护范围，凡未脱离本发明技艺精神所作的等效实施例或变更均应包含在本发明的保护范围之内。

Claims (12)

1.一种集齿轮-液压-多盘为一体的多模式复合传动装置，其特征在于，包括输入组件(1)、液压传动机构(2)、多盘式无级变速传动机构(3)、前行星齿轮机构(4)、后行星齿轮机构(5)、输出组件(6)、离合器组件和制动器组件；所述离合器组件将输入组件(1)的输出端分别与液压传动机构(2)的输入端、多盘式无级变速传动机构(3)的输入端和前行星齿轮机构(4)的输入端连接；所述离合器组件将液压传动机构(2)的输出端分别与多盘式无级变速传动机构(3)、前行星齿轮机构(4)和后行星齿轮机构(5)连接；所述离合器组件将多盘式无级变速传动机构(3)与前行星齿轮机构(4)连接、将前行星齿轮机构(4)与后行星齿轮机构(5)连接、将后行星齿轮机构(5)与输出组件(6)连接；通过调节液压传动机构(2)的排量比、调节多盘式无级变速传动机构(3)的传动比和选择性控制所述离合器组件与制动器组件的接合，提供输入组件(1)与输出组件(6)之间连续的传动比。
2.根据权利要求1所述的集齿轮-液压-多盘为一体的多模式复合传动装置，其特征在于，通过调节液压传动机构(2)的排量比、调节多盘式无级变速传动机构(3)的传动比和选择性控制所述离合器组件与制动器组件的接合，提供输入组件(1)与输出组件(6)之间的液压传动H、齿轮传动G和多盘式无级变速传动S中的任意一种或任意两种组合或三种组合的传动方式。
3.根据权利要求2所述的集齿轮-液压-多盘为一体的多模式复合传动装置，其特征在于，所述离合器组件包括第一离合器C1(1-5)、第二离合器C2(2-2)、第三离合器C3(2-6)、第四离合器C4(3-4)、第五离合器C5(4-2)、第六离合器C6(3-7)、第七离合器C7(4-5)、第八离合器C8(2-8)、第九离合器C9(5-1)、制动器B；所述第一离合器C1(1-5)用于选择性地将输入轴(1-3)连接到多盘式无级变速传动机构(3)；所述第二离合器C2(2-2)用于选择性地将输入组件(1)与液压传动机构(2)输入端连接；所述第三离合器C3(2-6)用于选择性地将液压传动输出轴(2-5)通过第三齿轮副(2-7)连接到多盘式无级变速传动机构(3)；所述第四离合器C4(3-4)用于选择性的将发动机输出轴(1-6)或液压传动输出轴(2-5)连接到多盘式无级变速传动机构动力输入轴(3-3)以共同旋转；所述第五离合器C5(4-5)用于选择性地将发动机输出轴(1-6)连接到前行星齿轮齿圈(4-3)以共同旋转；所述第六离合器C6(3-7)用于选择性的将多盘式无级变速传动机构动力输出轴(3-8)连接到前行星齿轮太阳轮(4-4)以共同旋转；所述第七离合器C7(4-5)将前行星齿轮太阳轮(4-4)连接到前行星齿轮行星架(4-6)以共同旋转；所述第八离合器C8(2-8)用于选择性地将液压传动输出轴(2-5)通过第八齿轮副(5-5)连接到后行星齿轮太阳轮(5-4)以共同旋转；所述第九离合器C9(5-1)用于选择性地将后行星齿轮行星架(5-2)连接到后行星齿轮齿圈(5-3)以共同旋转；所述制动器B(3-9) 用于固定前行星齿轮机构太阳轮(4-4)。
4.根据权利要求3所述的集齿轮-液压-多盘为一体的多模式复合传动装置，其特征在于通过调节液压传动机构(2)的排量比和选择性控制通过控制所述第二离合器C2(2-2)、第八离合器C8(2-8)和第九离合器C9(5-1)的接合，提供输入组件(1)和输出组件(6)之间的液压传动H。
5.根据权利要求4所述的集齿轮-液压-多盘为一体的多模式复合传动装置，其特征在于，通过控制所述控制第一离合器C1(1-5)、第五离合器C5(4-2)、第九离合器C9(5-1)和制动器B(3-9)的接合，提供输入组件(1)和输出组件(6)之间的齿轮传动G。
6.根据权利要求5所述的集齿轮-液压-多盘为一体的多模式复合传动装置，其特征在于，通过调节多盘式无级变速传动机构(4)的传动比和选择性控制所述第一离合器C1(1-5)、第四离合器C4(3-4)、第六离合器C6(4-1)、第七离合器C7(4-5)、第九离合器C9(5-1)的接合，提供输入组件(1)和输出组件(6)之间的多盘式无级变速传动S。
7.根据权利要求6所述的集齿轮-液压-多盘为一体的多模式复合传动装置，其特征在于，通过调节液压传动机构(2)的排量比和选择性的控制第二离合器C2(2-2)、第三离合器C3(2-6)、第五离合器C5(4-2)、第九离合器C9(5-1)、制动器B(3-9)的接合，通过选择性的控制第一离合器C1(1-5)、第二离合器C2(2-2)、第五离合器C5(4-2)、第八离合器C8(2-8)和制动器B(3-9)的接合，提供输入组件(1)和输出组件(6)之间的各自相异的液压-齿轮HG；
通过调节多盘式无级变速传动机构(4)的传动比和选择性的控制第一离合器C1(1-5)、第四离合器C4(3-4)、第五离合器C5(4-2)、第六离合器C6(3-7)和第九离合器C9(5-1)的接合，提供输入组件(1)和输出组件(6)之间的齿轮-多盘复合传动GS；
通过调节液压传动机构(2)的排量比、调节多盘式无级变速传动机构(3)的传动比和选择性的控制第二离合器C2(2-2)、第三离合器C3(3-6)、第四离合器C4(3-4)、第六离合器C6(3-7)、第七离合器C7(4-5)、第九离合器C9(5-1)的接合，通过选择性的控制第一离合器C1(1-5)、第二离合器C2(2-2)、第四离合器C4(3-4)、第六离合器C6(3-7)、第七离合器C7(4-5)和第八离合器C8(2-8)的接合，提供输入组件(1)和输出组件(6)之间的各自相异的液压-多盘HS。
8.根据权利要求7所述的集齿轮-液压-多盘为一体的多模式复合传动装置，其特征在于，通过调节液压传动机构(2)的排量比、调节多盘式无级变速传动机构(4)的传动比和选择性控制第二离合器C2(2-2)、第三离合器C3(2-6)、第四离合器C4(3-4)、第六离合器C6(3-7)、第九离合器C9(5-1)的接合，通过选择性的控制第一离合器C1(1-5)、第二离合器C2(2-2)、第四离合器C4(3-4)、第五离合器C5(4-2)、第六离合器C6(3-7)和第八离合器C8(2-8)的接合，提供输入组件(1)和输出组件(6)之间的各自相异的液压-齿轮-多盘复合传动HGS。
9.根据权利要求7所述的集齿轮-液压-多盘为一体的多模式复合传动装置，其特征在于，通过调节液压传动机构(2)的排量比、调节多盘式无级变速传动机构(3)的传动比和选择性控制离合器与制动器组件的接合，提供“液压传动H→多盘式无级变速传动S→液压-多盘复合传动HS”传动方式之间的无级调速切换。
10.根据权利要求8所述的集齿轮-液压-多盘为一体的多模式复合传动装置，其特征在于，通过调节液压传动机构(2)的排量比、多盘式无级变速传动机构(3)的传动比和选择性控制离合器与制动器组件的接合，提供“液压传动H→齿轮传动G→液压-齿轮复合传动HG2或液压传动H→液压-齿轮-多盘HGS2”传动方式之间的无级调速切换。
11.根据权利要求8所述的集齿轮-液压-多盘为一体的多模式复合传动装置，其特征在于，通过调节液压传动机构(2)的排量比、调节多盘式无级变速传动机构(3)的传动比和控制离合器组件的接合，提供“液压传动H→齿轮-多盘复合传动GS→液压-齿轮-多盘串联复合传动HGS1”传动方式之间的无级调速切换。
12.根据权利要求7所述的集齿轮-液压-多盘为一体的多模式复合传动装置，其特征在于，通过调节液压传动机构(2)的排量比、调节多盘式无级变速传动机构(3)的传动比和控制离合器组件的接合，提供“液压-齿轮串联复合传动HG1→多盘式无级变速传动S→液压-多盘串联复合传动HS1”传动方式之间的无级调速切换。
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CN2113383U (zh) * 1991-11-11 1992-08-19 兰州德赛应用技术研究所 大调速范围的多盘摩擦无级变速器
JPH07167239A (ja) * 1993-12-14 1995-07-04 Shiobara Terumi 多板式無段変速機
CN201696567U (zh) * 2010-06-12 2011-01-05 张文莉 一种内切式多盘无级变速器
CN107893838B (zh) * 2017-11-21 2021-05-04 河南科技大学 一种大功率车辆用多段多模式无级变速器
CN109723789B (zh) * 2019-01-16 2021-07-20 江苏大学 一种混合动力多模式切换的无级变速传动系统
CN111237424B (zh) * 2020-01-08 2021-07-20 江苏大学 一种多模式混合动力-复合传动动力传动装置
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