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用于車輛無級變速器的控制裝置.pdf

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用于 車輛 無級 變速器 控制 裝置
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摘要
申請專利號:

CN201280027726.3

申請日:

2012.05.25

公開號:

CN103597254A

公開日:

2014.02.19

當前法律狀態:

授權

有效性:

有權

法律詳情: 授權|||實質審查的生效IPC(主分類):F16H 61/12申請日:20120525|||公開
IPC分類號: F16H61/12; F16H61/662; F16H61/02 主分類號: F16H61/12
申請人: 豐田自動車株式會社
發明人: 伊良波平
地址: 日本愛知縣豐田市
優先權: 2011.06.07 JP 2011-127126
專利代理機構: 北京集佳知識產權代理有限公司 11227 代理人: 潘煒;黃霖
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法律狀態
申請(專利)號:

CN201280027726.3

授權公告號:

||||||

法律狀態公告日:

2016.08.17|||2014.03.19|||2014.02.19

法律狀態類型:

授權|||實質審查的生效|||公開

摘要

一種用于車輛無級變速器的控制裝置,該車輛無級變速器包括:輸入側可變帶輪,該輸入側可變帶輪的有效直徑是可變的;輸出側可變帶輪,該輸出側可變帶輪的有效直徑是可變的;傳動帶,該傳動帶卷繞在輸入側可變帶輪與輸出側可變帶輪之間;以及單向閥,該單向閥基于第一壓力對第二壓力進行調節,其中,第一壓力是施加至所述輸入側可變帶輪的輸入側壓力和施加至所述輸出側帶輪的輸出側壓力中的一者,而第二壓力是輸入側壓力和輸出側壓力中的另一者,該控制裝置包括:控制單元,該控制單元在通過單向閥調節第二壓力時、基于抑制傳動帶的打滑所需的壓力和實現目標速比所需的壓力對第一壓力進行控制。

權利要求書

權利要求書
1.  一種用于車輛(10)無級變速器(18)的控制裝置(50),所述車輛(10)無級變速器(18)包括:輸入側可變帶輪(42),所述輸入側可變帶輪(42)的有效直徑是可變的;輸出側可變帶輪(46),所述輸出側可變帶輪(46)的有效直徑是可變的;傳動帶(48),所述傳動帶(48)卷繞在所述輸入側可變帶輪(42)與所述輸出側可變帶輪(46)之間;以及單向閥(120),所述單向閥(120)基于第一壓力調節第二壓力,所述第一壓力是施加至所述輸入側可變帶輪(42)的輸入側壓力和施加至所述輸出側帶輪(46)的輸出側壓力中的一者,而所述第二壓力是所述輸入側壓力和所述輸出側壓力中的另一者,所述控制裝置(50)包括:
控制單元(132,140),當通過所述單向閥(120)調節所述第二壓力時,所述控制單元(132,140)基于抑制所述傳動帶(48)的打滑所需的壓力和實現目標速比所需的壓力來控制所述第一壓力。

2.  根據權利要求1所述的控制裝置(50),其中:
抑制所述傳動帶(48)的打滑所需的所述壓力對應于施加至所述輸入側可變帶輪(42)的輸入側所需推力和施加至所述輸出側可變帶輪(46)的輸出側打滑推力;
所述輸入側所需推力大于所述傳動帶(48)的打滑發生時的推力;
所述輸出側所需推力大于所述傳動帶(48)的打滑發生時的推力;以及
實現所述目標速比所需的所述壓力對應于保持所述目標速比的輸入側推力和輸出側推力。

3.  根據權利要求2所述的控制裝置(50),其中,所述控制單元(132,140)基于所述輸入側所需推力、所述輸出側所需推力和實現所述目標速比所需的推力比、根據所述單向閥(120)的壓力控制特性來設定所述第一壓力;以及所述推力比通過將施加至所述輸出側可變帶輪(46)的輸出側推力除以施加至所述輸入側可變帶輪(42)的輸入側推力而獲得。

4.  根據權利要求3所述的控制裝置(50),其中,所述控制單元(130,132,140)基于所述車輛無級變速器(18)的輸入扭矩和實際速比來計算所述輸入側所需推力和所述輸出側所需推力,以及,當車輛(10)從靜止 狀態開動時,所述控制單元(130,132,140)抑制所述輸入扭矩以便獲得提供保持最低速速比的推力比的所述第一壓力。

5.  根據權利要求3所述的控制裝置(50),其中,當車輛(10)正在以禁止切換至后退動力傳遞路徑的動力傳遞切斷狀態行駛時,所述控制單元(132,138,140)控制所述第一壓力以便獲得下述推力比:通過該推力比保持以容許車速設定的目標速比,在該容許車速下允許切換至所述后退動力傳遞路徑。

6.  根據權利要求3至5中的任一項所述的控制裝置(50),其中,所述輸入側所需推力是比所述傳動帶(48)的打滑發生時的推力略大的輸入側打滑極限推力;以及所述輸出側所需推力是比所述傳動帶(48)的打滑發生時的推力略大的輸出側打滑極限推力。

7.  根據權利要求6所述的控制裝置(50),其中,所述控制單元(132,140)將所述第一壓力設定成落在下述壓力范圍內:在該壓力范圍中,獲得所述輸入側所需推力、所述輸出側所需推力和實現所述目標速比所需的推力比。

說明書

說明書用于車輛無級變速器的控制裝置
技術領域
本發明涉及一種用于車輛無級變速器(帶式無級變速器)的控制裝置,該控制裝置對輸入側壓力和輸出側壓力進行控制以抑制皮帶打滑和實現目標速比。
背景技術
日本專利申請公開No.2010-241239(JP2010-241239A)描述了一種用于車輛無級變速器(下文中稱作無級變速器)的控制裝置。該無級變速器具有有效直徑可變的一對可變帶輪。可變帶輪由輸入側可變帶輪(主帶輪、主滑輪)和輸出側可變帶輪(次帶輪、次滑輪)形成。傳動帶卷繞在該對可變帶輪之間。主帶輪中的輸入側壓力(主壓力)被控制,由此對實際速比進行控制以便與目標速比相一致。此外,當實際速比變為與目標速比相一致時,主壓力和次帶輪中的輸出側壓力(次壓力)各自被控制,由此抑制傳動帶的打滑。主壓力是通過用主推力除以主側可移動滑輪壓力承受面積所獲得的值。相似地,次壓力是通過用次推力除以次側可移動滑輪壓力承受面積所獲得的值。
通常,在帶式無級變速器中,設定用于保持目標速比的推力比(=次推力/主推力)。主壓力和次壓力被控制成在不發生皮帶打滑的范圍內實現提供目標速比的推力比。
在帶式無級變速器中,為與主帶輪側壓力控制相關聯的裝置(液壓回路)的故障做準備,可以設置故障安全閥。故障安全閥在發生故障的情況下中斷用于將主壓力供給至主側缸中的路徑,并且連通用于將次壓力供給至主側缸中的路徑。存在下述情況:在故障安全閥的操作期間(故障安全操作期間)主壓力與次壓力被設定成彼此相等。在該構型中,當推力比被設定成保持最低速速比(最大速比γmax、最低齒輪比)時, 相對于次壓力的主壓力可能會是過大的。此外,這種故障安全閥可以在除了故障安全操作期間的另一控制期間而被操作。在以此方式共用故障安全閥的情況下,當在保持目標速比(例如,最低速速比)的同時通過另一控制操作故障安全閥時,可能會難以實現目標速比。
發明內容
本發明提供了一種用于車輛無級變速器的控制裝置,該控制裝置在基于第一壓力、通過單向閥調節第二壓力時抑制皮帶打滑的發生并且實現目標速比,其中,該第一壓力是輸入側壓力和輸出側壓力中的一者,而第二壓力是輸入側壓力和輸出側壓力中的另一者。
本發明的第一方面涉及一種用于車輛無級變速器的控制裝置。該車輛無級變速器包括:有效直徑可變的輸入側可變帶輪;有效直徑可變的輸出側可變帶輪;卷繞在輸入側可變帶輪與輸出側可變帶輪之間的傳動帶;以及單向閥,該單向閥基于第一壓力調節第二壓力,其中,該第一壓力是施加至輸入側可變帶輪的輸入側壓力和施加至輸出側可變帶輪的輸出側壓力中的一者,而該第二壓力是輸入側壓力和輸出側壓力中的另一者。控制裝置包括控制單元,該控制單元在通過單向閥調節第二壓力時、基于抑制傳動帶的打滑所需的壓力和實現目標速比所需的壓力控制第一壓力。
根據第一方面的用于車輛無級變速器的控制裝置包括單向閥,該單向閥基于第一壓力調節第二壓力。因此,與輸入側可變帶輪的壓力與輸出側可變帶輪的壓力被構造成彼此相等的情況相比較,可以獲得更寬的推力比。因而,進一步拓寬了可行速比的寬度。例如,易于實現保持最低速速比所依的推力比。此外,當通過單向閥調節第二壓力時,第一壓力基于抑制傳動帶的打滑所需的壓力和實現目標速比所需的壓力而被控制。因此,抑制了傳動帶的打滑的發生并且可以實現目標速比。例如,當目標速比是最低速速比時,抑制了不必要的升擋。
附圖說明
下面將參照附圖對本發明的示例性實施方式的特征、優點以及技術上和工業上的重要性進行描述,在附圖中同樣的附圖標記表示同樣的元 件,并且在附圖中:
圖1是示出了構成本發明的方面所應用的車輛的動力傳遞路徑的示意性構型的視圖;
圖2是示出了設置用于車輛的控制系統的相關部分的框圖;
圖3是示出了在液壓控制回路內與用于無級變速器的換擋等的液壓控制相關聯的相關部分的液壓回路圖;
圖4是示出了單向閥壓力控制特性(實線)的示例的圖線;
圖5是示出了電子控制單元的控制功能的相關部分的功能框圖;
圖6是示出了在用于無級變速器的換擋的液壓控制中、在獲得目標輸入軸旋轉速度時使用的換擋映射的示例的視圖;
圖7是示出了提前在經驗上獲得和存儲的、使用目標速比作為參數的、安全系數的倒數與推力比之間的推力比映射的示例的視圖;
圖8是示出了提前在經驗上獲得和存儲的、目標換擋速度與換擋差推力之間的差推力映射的示例的視圖;
圖9是用于示出次壓力的計算的圖線;
圖10是示出了電子控制單元的控制操作的相關部分的流程圖;以及
圖11是執行圖10的流程圖中示出的控制操作的情況下的時間圖,并且是在車輛開始行駛時建立車庫模式的情況下的實施方式。
具體實施方式
在下文中,將參照附圖對本發明的實施方式進行詳細描述。
圖1是示出了構成本發明的方面所應用的車輛10的動力傳遞路徑的示意性構型的視圖。動力傳遞路徑從發動機12延伸至驅動輪24。發動機12用作用于推進車輛10的驅動力源。如圖1中所示,例如,由發動機12所產生的動力依次地經由變矩器14、前進-后退切換裝置16、帶式無級變速器(在下文中稱為無級變速器或CVT)18、減速齒輪20、 差動齒輪單元22等傳遞至左右驅動輪24。無級變速器18用作車輛無級變速器。
變矩器14包括泵葉輪14p、渦輪軸30和渦輪葉輪14t。泵葉輪14p聯接至發動機12的曲軸13。渦輪軸30用作變矩器14的輸出側構件。渦輪葉輪14t經由渦輪軸30聯接至前進-后退切換裝置16。變矩器14是經由流體傳遞動力的流體傳動裝置。此外,在泵葉輪14p與渦輪葉輪14t之間設置有鎖止離合器26。當鎖止離合器26完全地接合時,泵葉輪14p與渦輪葉輪14t一體地旋轉。泵葉輪14p聯接有機械油泵28。油泵28通過發動機12而被驅動用于旋轉以產生工作液壓。在下面的應用中利用工作液壓:對無級變速器18的換擋/變速控制;對無級變速器18的皮帶夾緊壓力控制;對鎖止離合器26的扭矩容量控制;改變前進-后退切換裝置16的動力傳遞路徑;以及向動力傳遞路徑的各個不同部分供給潤滑油。
前進-后退切換裝置16主要包括前進離合器C1、后退制動器B1和雙小齒輪型行星齒輪組16p。變矩器14的渦輪軸30一體地聯接至恒星齒輪16s。無級變速器18的輸入軸32一體地聯接至保持架16c。保持架16c與恒星齒輪16s中的任一者經由前進離合器C1被選擇性地聯接。環齒輪16r經由后退制動器B1選擇性地固定至外殼34。外殼34用作非旋轉構件。前進離合器C1和后退制動器B1用作中斷裝置。前進離合器C1和后退制動器B1各自是通過向對應的液壓缸供給液壓而摩擦地接合的液壓摩擦接合裝置。
當前進離合器C1被接合而后退制動器B1被釋放時,前進-后退切換裝置16置于一體可旋轉的狀態下。在一體可旋轉的狀態下,渦輪軸30直接聯接至輸入軸32。在一體可旋轉的狀態下,前進-后退切換裝置16形成前進動力傳遞路徑。當形成前進動力傳遞路徑時,前進驅動力被傳遞至無級變速器18。此外,當后退制動器B1被接合而前進離合器C1被釋放時,前進-后退切換裝置16形成后退動力傳遞路徑。當形成后退動力傳遞路徑時,輸入軸32沿與渦輪軸30旋轉所沿方向相反的方向旋轉,并且后退驅動力被傳遞至無級變速器18。此外,當前進離合器C1和釋放制動器B1兩者都被釋放時,前進-后退切換裝置16置于動力傳遞被切斷的空擋狀態(動力傳遞切斷狀態)。
發動機12由內燃機——諸如汽油機和柴油機——形成。在發動機 12的進氣管36中布置有電子節氣門40。電子節氣門40控制發動機12的進氣流量QAIR。電子節氣門40通過節氣門致動器38而被電控制。
無級變速器18形成為包括輸入側可變帶輪(主帶輪、主滑輪)42、輸出側可變帶輪(次帶輪、次滑輪)46以及卷繞在輸入側可變帶輪42與輸出側可變帶輪46之間的傳動帶48。主帶輪42是安裝在輸入軸32上的輸入側構件,并且具有可變的有效直徑。次帶輪46是安裝在輸出軸44上的輸出側構件,并且具有可變的有效直徑。主帶輪42和次帶輪46構成一對可變帶輪42和46。通過該對可變帶輪42和46與傳動帶48之間的摩擦來傳遞動力。
主帶輪42包括固定旋轉體(固定滑輪)42a、可移動旋轉體(可移動滑輪)42b和輸入側液壓缸(主液壓缸)42c。固定滑輪42a是固定至輸入軸32的輸入側固定旋轉體。可移動滑輪42b是輸入側可移動旋轉體。可移動滑輪42b相對于輸入軸32圍繞其軸線不是相對可旋轉的。另一方面,可移動滑輪42a相對于輸入軸32沿軸向方向是相對可移動的。主液壓缸42c是施加輸入側推力(主推力)Win(=主壓力Pin×可移動滑輪42b的壓力承受面積)的液壓致動器。當施加主推力Win時,固定滑輪42a與可移動滑輪42b之間的V形槽寬度發生改變。此外,次帶輪46包括固定旋轉體(固定滑輪)46a、可移動旋轉體(可移動滑輪)46b和輸出側液壓缸(次液壓缸)46c。固定滑輪46a是固定至輸出軸44的輸出側固定旋轉體。可移動滑輪46b是輸出側可移動旋轉體。可移動滑輪46b相對于輸出軸44圍繞其軸線不是相對可旋轉的。另一方面,可移動滑輪46b相對于輸出軸44沿軸向方向是相對可移動的。次液壓缸46c是施加輸出側推力(次推力)Wout(=次壓力Pout×可移動滑輪46b的壓力承受面積)的液壓致動器。當施加次推力Wout時,固定滑輪46a與可移動滑輪46b之間的V形槽寬度發生改變。
然后,通過液壓控制回路100(參見圖3)獨立地調節主壓力Pin與次壓力Pout。通過這樣做,主推力Win和次推力Wout各自被直接或間接地控制。此處,主壓力Pin是施加至主帶輪42的輸入側壓力。即,主壓力Pin是施加至主液壓缸42c中的流體室的液壓。次壓力Pout是施加至次帶輪46的輸出側壓力。即,次壓力Pout是施加至次液壓缸46c中的流體室的液壓。當主推力Win和次推力Wout被各自控制時,一對可變帶輪42和46的V形槽寬度發生改變以改變傳動帶48的回轉 半徑(有效直徑)。當有效直徑改變時,速比(齒輪比)γ(=輸入軸旋轉速度NIN/輸出軸旋轉速度NOUT)連續地改變。此外,隨著速比γ的變化,一對可變帶輪42和46與傳動帶48之間的摩擦(皮帶夾緊力)被控制以便不引起傳動帶48的打滑。以此方式,當主壓力Pin和次壓力Pout各自被控制時,在抑制傳動帶48的打滑的同時使實際速比γ變為目標速比γ*。注意:輸入軸旋轉速度NIN是輸入軸32的旋轉速度,而輸出軸旋轉速度NOUT是輸出軸44的旋轉速度。此外,在本實施方式中,如從圖1所看到的,輸入軸旋轉速度NIN等于主帶輪42的旋轉速度,而輸出軸旋轉速度NOUT等于次帶輪46的旋轉速度。
例如,在無級變速器18中,當主壓力Pin增加時,主帶輪42的V形槽寬度變窄以減小速比γ。即,無級變速器18升擋。此外,當主壓力Pin減小時,主帶輪42的V形槽寬度拓寬以增大速比γ。即,無級變速器18降擋。因而,當主帶輪42的V形槽寬度最小化時,無級變速器18的速比γ變成最小速比γmin(最高速速比、最高齒輪比)。此外,當主帶輪42的V形槽寬度最大化時,無級變速器18的速比γ變成最大速比γmax(最低速速比、最低齒輪比)。通過控制主壓力Pin和次壓力Pout,在抑制傳動帶48的打滑(皮帶打滑)的同時實現了目標速比γ*。即,主壓力Pin和次壓力Pout彼此關聯。因而,僅對帶輪壓力中的一者的控制并不實現目標換擋,即,抑制皮帶打滑并且實現目標速比。如以上已經描述的,主壓力Pin與主推力Win成正比例。相似地,次壓力Pout與次推力Wout成正比例。因而,壓力控制可以用推力控制代替。此外,壓力控制與推力控制可以彼此結合。
圖2是示出了設置用于車輛10的控制系統的相關部分的框圖。控制系統的相關部分包括用于控制發動機12、無級變速器18等的裝置。如圖2中所示,車輛10包括電子控制單元50。該電子控制單元50包括與無級變速器18的換擋控制等相關聯的車輛無級變速器的控制裝置。電子控制單元50是例如包括中央處理器(CPU)、隨機存儲器(RAM)、只讀存儲器(ROM)、輸入/輸出界面等的所謂的微型計算機。CPU使用RAM的臨時存儲功能以根據預先存儲在ROM中的程序進行信號處理。通過這樣做,CPU執行對車輛10的各種不同控制。例如,電子控制單元50執行對發動機12的輸出控制、對無級變速器18的換擋控制和皮帶夾緊力控制、對鎖止離合器26的扭矩容量控制等。此外,在必要時,電子控制單元50分別地形成為用于發動機控制的電子控制單元、 用于對無級變速器18和鎖止離合器26的液壓控制的電子控制單元等。
例如,電子控制單元50被供以與下面的參數或狀態對應的信號:曲軸13的旋轉角度(位置)ACR;發動機12的旋轉速度(發動機旋轉速度)NE;渦輪軸30的旋轉速度(渦輪旋轉速度)NT;無級變速器18的輸入軸旋轉速度NIN;無級變速器18的輸出軸旋轉速度NOUT;電子節氣門40的節氣門開度θTH;發動機12的冷卻劑溫度THw;發動機12的進氣流量QAIR;加速器操作量Acc;制動器啟動BON;無級變速器18等的工作流體的流體溫度THOIL;換擋桿74的桿位置(操作位置)PSH;電池溫度THBAT;電池輸入/輸出電流(電池充電/放電電流)IBAT;電池電壓VBAT;以及次壓力POUT。通過發動機旋轉速度傳感器52來檢測位置ACR和發動機旋轉速度NE。通過渦輪旋轉速度傳感器54來檢測指示渦輪旋轉速度NT的信號。通過輸入軸旋轉速度傳感器56來檢測指示輸入軸旋轉速度NIN的信號。通過輸出軸旋轉速度傳感器58來檢測指示輸出軸旋轉速度NOUT的信號。輸出軸旋轉速度NOUT對應于車速V。通過節氣門傳感器60來檢測指示節氣門開度θTH的信號。通過冷卻劑溫度傳感器62來檢測指示冷卻劑溫度THW的信號。通過進氣流量傳感器64來檢測指示進氣流量QAIR的信號。通過加速器操作量傳感器66來檢測指示加速器操作量ACC的信號。加速器操作量ACC是作為駕駛者所需的加速度的量的加速器踏板的操作量。通過腳剎車開關68來檢測指示制動器啟動BON的信號。指示制動器啟動BON的信號是指示對作為腳剎閘的腳剎車進行操作的狀態的信號。通過CVT流體溫度傳感器70來檢測指示流體溫度THOIL的信號。通過桿位置傳感器72來檢測指示桿位置(操作位置)PSH的信號。通過電池傳感器76來檢測電池溫度THBAT。通過次壓力傳感器78來檢測指示次壓力Pout的信號。次壓力Pout是施加至次帶輪46的液壓。注意:電子控制單元50例如基于電池溫度THBAT、電池充電/放電電流IBAT、電池電壓VBAT等依次地計算電池(蓄電裝置)的充電狀態(充電容量)SOC。此外,電子控制單元50例如基于輸出軸旋轉速度NOUT和輸入軸旋轉速度NIN依次地計算無級變速器18的實際速比γ(=NIN/NOUT)。
此外,從電子控制單元50輸出發動機輸出控制指令信號SE、液壓控制指令信號SCVT等。發動機輸出控制指令信號SE是用于對發動機12的輸出控制的信號。液壓控制指令信號SCVT是用于與無級變速器18的換擋相關聯的液壓控制的信號。具體地,輸出節氣門信號、噴射信號、 點火正時信號等作為發動機輸出控制指令信號SE。節氣門信號是用于驅動節氣門致動器38以控制電子節氣門40的開啟/關斷狀態的信號。噴射信號是用于控制從燃料噴射裝置80噴射的燃料量的信號。點火正時信號是用于通過點火裝置82控制發動機12的點火正時的信號。此外,例如,將下面的信號輸出至液壓控制回路100作為以上液壓控制指令信號SCVT:用于驅動調節主壓力Pin的第一線性電磁閥SLP的指令信號;用于驅動調節次壓力Pout的第二線性電磁閥SLS的指令信號;以及用于驅動控制管線液壓PL的第三線性電磁閥SLT的指令信號。
可以鄰近駕駛者的座椅布置換擋桿74并且可以手動地操作換擋桿74。此外,換擋桿74可以構造成被操作至依次地布置的五個桿位置“P”、“R”、“N”、“D”和“L”中的任一桿位置。在“P”位置(范圍)處,車輛10的動力傳遞路徑被釋放。即,在“P”位置處,車輛10置于動力傳遞被切斷的空擋狀態下。此外,在“P”位置處,輸出軸44的旋轉通過機械停車機構機械地鎖定。以此方式,“P”位置是停車位置。“R”位置是使輸出軸44的旋轉方向顛倒的后退行駛位置。“N”位置是車輛10置于空擋狀態下的空擋位置。“D”位置是在允許無級變速器18的換擋的換擋范圍內建立自動換擋模式由此執行自動換擋控制的前進行駛位置。“L”位置是可以施加強發動機制動的發動機制動位置。以此方式,“P”位置和“N”位置各自是在動力傳遞路徑置于空擋狀態下且不引起車輛行駛時所選擇的非行駛位置。“R”位置、“D”位置和“L”位置各自是在允許動力傳遞路徑的動力傳動以引起車輛行駛時所選擇的行駛位置。
圖3是示出了在液壓控制回路100內與用于無級變速器18的換擋等的液壓控制相關聯的相關部分的液壓回路圖。與液壓控制相關聯的相關部分包括與前進離合器C1或后退制動器B1的接合操作——涉及換擋桿74的操作——相關聯的相關部分。
如圖3中所示,液壓控制回路100被構造成包括:油泵28;離合器應用/作用控制閥102;手動閥104;主壓力控制閥110;次壓力控制閥112;主調節閥114;管線液壓調制閥116;調制閥118;單向閥120;選擇閥SC;選擇閥SL;第一線性電磁閥SLP、第二線性電磁閥SLS、第三線性電磁閥SLT;以及第四線性電磁閥SLU。離合器應用控制閥102對供給至前進離合器C1和后退離合器B1的工作流體進行改變。手動 閥104根據換擋桿74的操作機械地改變流體通路。通過這樣做,前進離合器C1和后退離合器B1各自選擇性地被接合或釋放。主壓力控制閥110調節主壓力Pin。次壓力控制閥112調節次壓力Pout。主調節閥114基于控制液壓PSLT(在下文描述)將管線液壓PL調節至與發動機載荷等對應的值。管線液壓的源壓力是從油泵28輸出的(通過油泵28產生的)工作液壓。即,主調節閥114是卸壓閥。管線液壓調制閥116基于控制液壓PSLT(在下文描述)輸出處于對應于發動機載荷等的設定壓力下的輸出液壓LPM。輸出液壓LPM的源壓力是管線液壓PL。調制閥118輸出調節至設定壓力的調制液壓PM。調制液壓PM的源壓力是輸出液壓LPM。單向閥120抑制主壓力Pin流入與次帶輪46相鄰的流體通路中,并且允許次壓力Pout流入與主帶輪42相鄰的流體通路中。選擇閥SC是使用調制液壓PM作為源壓力以輸出選擇液壓PSC的開-關電磁閥。選擇閥SL是使用調制液壓PM作為源壓力以輸出選擇液壓PSL的開-關電磁閥。第一線性電磁閥SLP、第二線性電磁閥SLS、第三線性電磁閥SLT和第四線性電磁閥SLU分別地輸出控制液壓PSLP、控制液壓PSLS、控制液壓PSLT和控制液壓PSLU。控制液壓PSLP、控制液壓PSLS、控制液壓PSLT和控制液壓PSLU是使用輸出液壓LPM作為源壓力且根據由電子控制單元50供給的驅動電流而輸出的液壓。
離合器應用控制閥102改變了經由手動閥104向前進離合器C1和后退制動器B1供給的工作流體的供給狀態。供給狀態根據選擇閥SC的輸出狀態和選擇閥SL的輸出狀態而改變。即,離合器應用控制閥102用作選擇閥。離合器應用控制閥102具有沿軸向方向可移動的滑閥元件102a。滑閥元件102a定位在正常側(圖3中的左側)和車庫側(故障側,并且圖3中的右側)中的任一側。在正常側,供給至前進離合器C1和后退制動器B1的工作流體具有輸出液壓LPM。當滑閥元件102a定位在車庫側時,供給至前進離合器C1和后退制動器B1的工作流體具有控制液壓PSLU。此外,離合器應用控制閥102具有第一輸入口102b、第二輸入口102c、第一輸出口102d、第三輸入口102e、第四輸入口102f和第二輸出口102g。輸出液壓LPM被輸入至第一輸入口102b。控制液壓PSLU被輸入至第二輸入口102c。第一輸出口102d連接至手動閥104的手動輸入口104a。此外,第一輸出口102d基于滑閥元件102a的選定位置與第一輸入口102b和第二輸入口102c中的任一者流體連通。主壓力Pin輸入至第三輸入口102e。次壓力Pout經由單向閥120輸入至第四輸入口102f。第二輸出口102g連接至主帶輪42。此外,第二輸出 口102g基于滑閥元件102a的選定的位置而與第三輸入口102e和第四輸入口102f中的任一者流體連通。此外,離合器應用控制閥102具有彈簧102h、選擇流體室102i和選擇流體室102j。彈簧102h朝向正常側推壓滑閥元件102a。當選擇液壓PSC被供給至選擇流體室102i時,朝向車庫側的推力被施加至滑閥元件102a。當選擇液壓PSL供給至選擇流體室102j時,朝向正常側的推力被施加至滑閥元件102a。
例如,在該離合器應用控制閥102中,當選擇閥SC的選擇液壓PSC被供給至選擇流體室102i時,滑閥元件102a逆著彈簧102h的推壓力朝向車庫側運動。在此時,第二輸入口102c和第一輸出口102d彼此流體連通。此外,第四輸入口102f與第二輸出口102g彼此流體連通。通過這樣做,經由單向閥120流動的次壓力Pout被供給至主帶輪42。另一方面,第四線性電磁閥SLU的控制液壓PSLU被供給至手動輸入口104a。即,第四線性電磁閥SLU的控制液壓PSLU是前進離合器C1(或后退制動器B1)的接合液壓。控制液壓PSLU基于供給至第四線性電磁閥SLU的激勵電流的占空比而線性地改變。因而,通過改變控制液壓PSLU,在前進離合器C1(或后退制動器B1)的接合過程中的接合過渡液壓發生改變。在下文中,車庫換擋將被描述為改變控制液壓PSLU的示例。車庫換擋是在預定低車速期間、車輛停止期間等將換擋桿74從“N”位置操作至“D”位置或“R”位置(N至D換擋或N至R換擋)的換擋。在該車庫換擋時,控制液壓PSLU可以調節成使得前進離合器C1(或后退制動器B1)平順地接合并且接合沖擊被抑制。以此方式,可以根據預定規則來調節控制液壓PSLU。
另一方面,當沒有從選擇閥SC輸出選擇液壓PSC時或當選擇閥SL的選擇液壓PSL供給至選擇流體室102j時,滑閥元件102a朝向正常側運動。在此時,第一輸入口102b與第一輸出口102d彼此流體連通。此外,第三輸入口102e與第二輸出口102g彼此流體連通。通過這樣做,主壓力Pin供給至主帶輪42。另一方面,輸出液壓LPM供給至手動輸入口104a。即,輸出液壓LPM是前進離合器C1(或后退制動器B1)的接合液壓。輸出液壓LPM是基于發動機載荷等(例如輸入扭矩TIN)而被調節的設定壓力。因而,在完成前進離合器C1(或后退制動器B1)的接合之后,能夠穩定地保持接合的狀態。例如,在前進離合器C1(或后退制動器B1)被接合的車庫換擋之后的穩定狀態期間等,輸出液壓LPM被調節至通過將對應于控制液壓PSLT的液壓添加至預定設定壓力 而獲得的液壓。通過這樣做,前進離合器C1(或后退制動器B1)置于完全接合的狀態下。
在手動閥104中,接合液壓Pa(控制液壓PSLU或輸出液壓LPM)供給至手動輸入口104a。接合液壓從離合器應用控制閥102的第一輸出口102d而被輸出。然后,當換擋桿74被操作至“D”位置或“L”位置時,接合液壓Pa經由前進輸出口104b而被供給至前進離合器C1。通過這樣做,前進離合器C1被接合。此外,當換擋桿74被操作至“R”位置時,接合液壓Pa經由后退輸出口104c而被供給至后退制動器B1。通過這樣做,后退制動器B1被接合。此外,當換擋桿74被操作至“P”位置或“N”位置時,從手動輸入口104a至前進輸出口104b的流體通路和從手動輸入口104a至后退輸出口104c的流體通路兩者都被關閉。此外,設置了用于從前進離合器C1排出工作流體的流體通路和從后退制動器B1排出工作流體的流體通路中的每個流體通路的連通。通過這樣做,前進離合器C1和后退離合器B1兩者都被釋放。
主壓力控制閥110形成為包括滑閥元件110a、彈簧110b、控制流體室110c、反饋流體室110d和調制流體室110e。滑閥元件110a沿軸向方向可移動地設置。當滑閥元件110a沿軸向方向運動時,主輸入口110i打開或關閉。當主輸入口110i打開時,管線液壓PL經由主輸出口110t從主輸入口110i而被供給至離合器應用控制閥102的第三輸入口102e。即,管線液壓PL被供給至主滑輪42作為主壓力Pin。彈簧110b沿閥打開方向推壓滑閥元件110a。彈簧110b容置在控制流體室110c中。控制液壓PSLP被供給至控制流體室110c。通過這樣做,在閥打開方向上的推力被施加至滑閥元件110a。從主輸出口110t輸出的管線液壓PL被供給至反饋流體室110d。通過這樣做,在閥關閉方向上的推力被施加至滑閥元件110a。調制液壓PM被供給至調制流體室110e。通過這樣做,在閥關閉方向上的推力被施加至滑閥元件110a。如此構造的主壓力控制閥110調節管線液壓PL作為主壓力Pin。在該調節中,控制液壓PSLP被供給作為先導壓力。通過這樣做,主壓力控制閥110經由離合器應用控制閥102將主壓力Pin供給至在主液壓缸42c中的流體室。例如,當控制液壓PSLP增大時,滑閥元件110a在圖3中向上運動。通過這樣做,主壓力Pin增大。另一方面,當控制液壓PSLP減小時,滑閥元件110a在圖3中向下運動。通過這樣做,主壓力Pin減小。
次壓力控制閥112形成為包括滑閥元件112a、彈簧112b、控制流體室112c、調制流體室112e和反饋流體室112d。滑閥元件112a沿軸向方向以可移動的方式設置。當滑閥元件112a沿軸向方向運動時,次輸入口112i打開或關閉。當次輸入口112i打開時,管線液壓PL經由次輸出口112t從次輸入口112i而被供給至次帶輪46。即,管線液壓PL被供給至次帶輪46作為次壓力Pout。彈簧112b沿閥打開方向推壓滑閥元件112a。彈簧112b容置在控制流體室112c中。控制液壓PSLS被供給至控制流體室112c,并且在閥打開方向上的推力被供給至滑閥元件112a。從次輸出口112t輸出的次壓力Pout被供給至反饋流體室112d。通過這樣做,在閥關閉方向上的推力被施加至滑閥元件112a。調制液壓PM被供給至調制流體室112e。通過這樣做,在閥關閉方向上的推力被供給至滑閥元件112a。如此構造的次壓力控制閥112調節管線液壓PL作為次壓力POUT。在該調節中,控制液壓PSLS被供給作為先導壓力。通過這樣做,次壓力控制閥112將次壓力POUT供給至次液壓缸46c中的流體室。例如,當控制液壓PSLS增大時,滑閥元件112a在圖3中向上運動。通過這樣做,次壓力POUT增大。另一方面,當控制液壓PSLS減小時,滑閥元件112a在圖3中向下運動。通過這樣做,次壓力POUT減小。
在如此構造的液壓控制回路100中,主壓力Pin和次壓力Pout可以分別地供給至一對可變帶輪42和46以便抑制皮帶打滑并且皮帶夾緊力不過大。如以上所描述的,主壓力Pin通過第一線性電磁閥SLP來調節,并且次壓力Pout通過第二線性電磁閥SLS來調節。此外,一對可變帶輪42和46的推力比τ(=Wout/Win)基于主壓力Pin與次壓力Pout之間的相關性而改變。通過改變推力比τ,無級變速器18的速比γ發生變化。例如,隨著推力比τ增大,速比γ增大(即,無級變速器18降擋)。
單向閥120形成為包括提升閥120c和彈簧120d。提升閥120c打開或關閉單向閥輸入口120a。當單向閥輸入口120a打開時,次壓力Pout經由單向閥輸出口120b從單向閥輸入口120a供給至離合器應用控制閥102的第四輸入口102f。通過這樣做,次壓力Pout被供給作為主壓力Pin。彈簧120d沿關閉單向閥輸入口120a的方向推壓提升閥120c。在如此構造的單向閥120中,將對單向閥輸入口120a的打開操作進行描述。當單向閥輸入口120a通過提升閥120c而被關閉時,次壓力Pout從單向閥輸入口120a而被供給至提升閥120c。當由次壓力Pout所引起 的推擠力(=Pout×提升閥120c的壓力承受面積S120)超過彈簧120d的推壓力F120時,單向閥輸入口120a與單向閥輸出口120b彼此流體連通。然后,次壓力Pout經由單向閥輸出口120b供給至第四輸入口102f。即,如通過圖4中的單向閥壓力控制特性(實線Lc)所示,當次壓力Pout超過開啟壓力Pk(=F120/S120)時,經調節的次壓力Pout’(=Pout-Pk)被供給至第四輸入口102f作為主壓力Pin。此處,經調節的次壓力Pout’是次壓力的超過了開啟壓力Pk的部分。以此方式,單向閥120基于次壓力Pout將主壓力Pin調節至預定壓力(例如,實線Lc)。注意:在圖4中,通過交替的長短虛線所指示的線L0指示在沒有設置單向閥120的情況下被供給至第四輸入口102f作為主壓力Pin的次壓力Pout。此外,此處,單向閥120被描述成調節主壓力Pin。由單向閥120所做出的調節在此處意指:根據單向閥120的機械地確定的單向閥壓力控制特性、基于次壓力Pout而將主壓力Pin設定成預定壓力(經調節的次壓力Pout’)。換言之,由單向閥120所做出的調節意指:次壓力Pout減小并且經調節的次壓力Pout’被輸出作為主壓力Pin。
此處,根據本實施方式的液壓控制回路100形成為包括離合器應用控制閥102。因此,供給至主帶輪42的液壓可以改變成主壓力Pin和經由單向閥120的經調節的次壓力Pout’中的任一者。因而,在沒有正常輸出主壓力Pin的故障的情況下,可以供給選擇液壓PSC以朝向車庫側改變滑閥元件102a。通過這樣做,能夠執行用于將經調節的次壓力Pout’從第二輸出口102g供給至主帶輪42的故障安全操作。此處,經調節的次壓力Pout’經由單向閥120從第四輸入口102f而被供給至第二輸出口102g。注意:例如,以上故障大概是控制液壓PSLP的異常輸出、主壓力控制閥110的閥卡死等。此外,特別地,可以在引起非預期的降擋發生的故障的情況下執行故障安全操作。
離合器應用控制閥102在穩定操作期間將供給至前進離合器C1(或后退制動器B1)的接合液壓改變成輸出液壓LPM。另一方面,離合器應用控制閥102在車庫換擋期間將接合液壓改變成控制液壓PSLU。即,離合器應用控制閥102用作車庫換擋閥。此外,離合器應用控制閥102在正常操作期間將供給至主帶輪42的控制液壓改變成主壓力Pin。另一方面,離合器應用控制閥102在故障的情況下經由單向閥120將供給至主帶輪42的液壓改變成次壓力Pout。即,離合器應用控制閥102也用作故障安全閥。
圖5是示出了電子控制單元50的控制功能的相關部分的功能框圖。如在圖5中所示,發動機輸出控制單元130將發動機輸出控制指令信號SE諸如節氣門信號、噴射信號和點火正時信號輸出至節氣門致動器38、燃料噴射裝置80或點火裝置82。通過這樣做,控制了發動機12的輸出。例如,發動機輸出控制單元130設定目標發動機扭矩TE*并且使用節氣門致動器38來控制電子節氣門40的打開/關閉狀態以便獲得目標發動機扭矩TE*。替代性地,發動機輸出控制單元130使用燃料噴射裝置80來控制燃料噴射量或使用點火裝置82來控制點火正時。此處,可以設定目標發動機扭矩TE*以便獲得對應于加速器操作量Acc的驅動力(驅動扭矩)。
無級變速器控制單元132將主指令壓力Pintgt和次指令壓力Pouttgt輸出至液壓控制回路100。無級變速器控制單元132例如確定主指令壓力Pintgt和次指令壓力Pouttgt以便實現目標速比γ*的同時抑制無級變速器18的皮帶打滑。具體地,無級變速器控制單元132可以確定主指令壓力Pintgt和次指令壓力Pouttgt以便在用最小的必需推力確保抑制皮帶打滑所需的推力(所需推力)的同時獲得用于實現目標速比γ*的推力比τ。所需推力是大于發生皮帶打滑時的推力的推力。此外,所需推力可以是略微大于發生皮帶打滑時的推力——即皮帶打滑極限推力(在下文中稱為打滑極限推力)——的推力。此處,主指令壓力Pintgt對應于主壓力Pin(或目標主壓力Pin*)的指令值。此外,次指令壓力Pouttgt對應于次壓力Pout(或目標次壓力Pout*)的指令值。
具體地,無級變速器控制單元132確定無級變速器18的換擋后目標速比γ*l,該換擋后目標速比γ*l是換擋后的目標速比γ。例如,無級變速器控制單元132根據圖6中所示的換擋映射、基于由實際輸出軸旋轉速度NOUT和加速器操作量Acc所指示的車輛狀態來設定目標輸入軸旋轉速度NIN*。然后,無級變速器控制單元132根據換擋映射、基于目標輸入軸旋轉速度NIN*計算換擋后目標速比γ*l(=NIN*/NOUT)。換擋映射是存儲輸出軸旋轉速度NOUT與目標輸入軸旋轉速度NIN*之間的相關性的映射,該換擋映射使用加速器操作量Acc作為參數提前獲得。換擋映射對應于換擋條件。在換擋映射中,目標輸入軸旋轉速度NIN*設定成使得速比γ隨著輸出軸旋轉速度NOUT減小而增大或隨著加速器操作量Acc增大而增大。換擋后目標速比γ*l被設定在無級變速器18的最小速比γmin(最高速速比,最高齒輪比)與最大速比γmax(最低速速 比,最低齒輪比)之間的范圍內。然后,無級變速器控制單元132確定目標速比γ*作為換擋期間的速比γ的過渡目標值。目標速比γ*基于換擋開始之前的速比γ、換擋后目標速比γ*l以及兩者之間的差而被確定。例如,可以在經驗上提前設定速比γ、換擋后目標速比γ*l與目標速比γ*之中的相關性以便實現快速且平順的換擋。無級變速器控制單元132以經過時間作為函數地確定目標速比γ*,該目標速比γ*在換擋期間依次地發生變化。經過時間的函數可以是沿著從換擋開始就朝向換擋后目標速比γ*l平順地變化的平順的曲線(例如,一次時滯曲線或二次時滯曲線)變化的函數。即,無級變速器控制單元132在無級變速器18的換擋期間從換擋開始就使目標速比γ*隨著經過時間依次地發生變化。γ*從換擋開始之前的速比γ發生變化以接近換擋后目標速比γ*l。此外,當無級變速器控制單元132根據經過時間確定目標速比γ*時,無級變速器控制單元132根據目標速比γ*計算換擋期間的目標換擋速度。例如,當已經完成換擋且目標速比γ*處于特定的穩定狀態下時,目標換擋速度變成零。此處,目標換擋速度包括主目標換擋速度(dXin/dNelmin)和次目標換擋速度(dXout/dNelmout)。
此外,無級變速器控制單元132計算無級變速器18的輸入扭矩TIN。輸入扭矩TIN例如被計算作為通過用發動機扭矩TE乘以變矩器14的扭矩比t(=渦輪扭矩TT/泵扭矩TP)所獲得的扭矩(=TE×t)。此處,渦輪扭矩TT是變矩器14的輸出扭矩,并且輸入扭矩TIN是變矩器14的輸入扭矩。此外,無級變速器控制單元132基于進氣流量QAIR和發動機旋轉速度NE計算發動機扭矩TE。發動機扭矩TE被計算作為估算的發動機扭矩TEes。發動機扭矩TE可以根據在經驗上獲得且提前存儲的已知的相關性(映射,發動機扭矩特性圖線)來計算。即,發動機扭矩TE可以使用進氣流量QAIR作為參數、根據發動機旋轉速度NE與發動機扭矩TE之間的已知的相關性來計算。此處,進氣流量QAIR對應于發動機12的所需載荷。此外,代替進氣流量QAIR,可以使用節氣門開度θTH等。替代性地,通過扭矩傳感器所檢測的實際輸出扭矩(實際發動機扭矩)TE例如可以用作發動機扭矩TE。此外,變矩器14的扭矩比t基于變矩器14的實際速比e(=渦輪旋轉速度NT/泵旋轉速度Np(發動機旋轉速度NE))、通過無級變速器控制單元132來計算。渦輪旋轉速度NT是變矩器14的輸出旋轉速度,并且泵旋轉速度Np是變矩器14的輸入旋轉速度。此處,扭矩比t可以根據在經驗上獲得且提前存儲的已知的相關性(映射,變矩器14的預定操作特性圖線)來計算。例如, 已知的相關性是速比e、效率η、容量系數C以及扭矩比t之中的相關性。注意:計算估算的發動機扭矩TEes以便指示實際發動機扭矩TE本身。特別地,除了估算的發動機扭矩TEes區別于實際發動機扭矩TE之外,估算的發動機扭矩TEes當作實際發動機扭矩TE。因而,估算的發動機扭矩TEes包括實際的發動機扭矩TE。
例如,無級變速器控制單元132基于無級變速器18的實際速比γ和輸入扭矩TIN計算打滑極限推力Wlmt。具體地,無級變速器控制單元132根據下面的數學表達式(1)計算次帶輪打滑極限推力Woutlmt并且根據下面的第二數學表達式(2)計算主帶輪打滑極限推力Winlmt。在下面的數學表達式(1)和下面的第二數學表達式(2)中,參數定義如下:TIN表示無級變速器18的作為主帶輪42的輸入扭矩的輸入扭矩;TOUT表示無級變速器18的作為次帶輪46的輸入扭矩的輸出扭矩;α表示可變帶輪42和46中的每個帶輪的滑輪角度;μin表示主帶輪42的預定的元件-帶輪摩擦系數;μout表示次帶輪46的預定的元件-帶輪摩擦系數;Rin表示根據實際速比γ唯一地計算的主帶輪42的皮帶回轉半徑Rin;以及Rout表示根據實際速比γ唯一地計算的次帶輪46的皮帶回轉半徑。注意:TOUT=γ×TIN=(Rout/Rin)×Tin。
Woutlmt=(TOUT×cosα)/(2×μout×Rout)=(TIN×cosα)/(2×μout×Rin)   (1)
Winlmt=(TIN×cosα)/(2×μin×Rin)  (2)
例如,無級變速器控制單元132將次帶輪打滑極限推力Woutlmt設定于目標次推力Wout*。無級變速器控制單元132基于目標次推力Wout*計算主帶輪換擋控制推力Winsh。此處,主帶輪換擋控制推力Winsh是換擋控制所需要的主推力Win。無級變速器控制單元132將計算的主帶輪換擋控制推力Winsh設定于目標主推力Win*。此外,無級變速器控制單元132通過對主推力Win的反饋控制來校正目標主推力Win*(即,主帶輪換擋控制推力Winsh)。此處,例如,主推力Win基于目標速比γ*與實際速比γ之間的速比偏差Δγ執行反饋控制。
注意:速比偏差Δγ可以是在與速比γ一對一對應的參數中的目標值與實際值之間的偏差。例如,代替速比偏差Δγ,可以使用下面的偏 差等:主帶輪42的目標帶輪位置(目標滑輪位置)Xin*與實際帶輪位置(實際滑輪位置)Xin之間的偏差ΔXin(=Xin*-Xin);次帶輪46的目標滑輪位置Xout*與實際滑輪位置Xout之間的偏差ΔXout(=Xout*-Xout);主帶輪42的目標皮帶回轉半徑Rin*與實際皮帶回轉半徑Rin之間的偏差ΔRin(=Rin*-Rin);次帶輪46的目標皮帶回轉半徑Rout*與實際皮帶回轉半徑Rout之間的偏差ΔRout(=Rout*-Rout);或目標輸入軸旋轉速度NIN*與實際輸入軸旋轉速度NlN之間的偏差ΔNIN(=NIN*-NIN)。
此外,換擋控制所需的推力例如是實現目標換擋所需的推力。即,換擋控制所需的推力是實現目標速比γ*和目標換擋速度所需的推力。例如,換擋速度是每個單位時間速比γ的變化dγ(=dγ/dt)。另一方面,在本實施方式中,換擋速度限定為每個皮帶元件(塊)的滑輪位置位移(dX/dNelm)(dX:每單位時間可移動滑輪的軸向位移的滑輪位置變化,即,滑輪位置變化速度(=dX/dt)[mm/ms],dNelm:每單位時間與帶輪進行嚙合的元件(塊)的數量[元件數量/ms])。因而,目標換擋速度通過主目標換擋速度(dXin/dNelmin)和次目標換擋速度(dXout/dNelmout)來表達。此外,在穩定狀態下的推力(速比γ是恒定的)叫做平衡推力(穩定推力)Wbl。例如,主推力Win的平衡推力和次推力Wout的平衡推力分別是主平衡推力Winbl和次平衡推力Woutbl。即,主平衡推力Winbl與次平衡推力Woutbl的比是推力比τ(=Woutbl/Winbl)。此外,當主推力Win與次推力Wout處于特定的穩定狀態下時,保持了速比γ。在該穩定狀態下,當某一推力添加至一對帶輪42和46中的任一者的推力或從一對帶輪42和46中的任一者的推力減小時,穩定狀態瓦解,并且速比γ發生變化。在此時,發生與增加的推力或減小的推力對應的換擋速度(dX/dNelm)。增加的推力或減小的推力叫做換擋差推力(過渡推力)ΔW(例如,主換擋差推力ΔWin和次換擋差推力ΔWout)。因而,當推力中的一者被設定時,換擋控制所需的推力是另一平衡推力Wbl與換擋差推力ΔW的加和。此處,另一平衡推力Wbl是基于用于保持目標速比γ*的推力比τ的、與推力中的一者對應的目標速比γ*的實現所用的推力。此外,換擋差推力ΔW是用于在目標速比γ*變化時實現目標換擋速度的推力。例如,目標換擋速度包括主目標換擋速度(dXin/dNelmin)和次目標換擋速度(dXout/dNelmout)。此外,在通過主帶輪42實現目標換擋的情況下的換擋差推力ΔW——即針對主帶輪轉換的主換擋差推力ΔWin— —使得在升擋狀態下ΔWin>0、在降擋狀態下ΔWin<0并且在速比恒定的穩定狀態下ΔWin=0。此外,在通過次帶輪46實現目標換擋的情況下的換擋差推力ΔW——即,針對次帶輪轉換的次換擋差推力ΔWout——使得在升擋狀態下ΔWout<0、在降擋狀態下ΔWout>0并且在速比恒定的穩定狀態下ΔWout=0。
無級變速器控制單元132基于依次地計算的目標速比γ*和次安全系數SFout(=Wout/Woutlmt)的倒數SFout-1(=Woutlmt/Wout)計算推力比τout。可以使用目標速比γ*作為參數、根據圖7中所示的次安全系數的倒數SFout-1與推力比τout之間的相關性(推力比映射)來計算推力比τ。此處,推力比τout是用于計算主帶輪42的與次帶輪46對應的推力的推力比。此外,圖7中所示的相關性可以是提前在經驗上獲得和存儲的相關性。然后,無級變速器控制單元132使用下面的數學表達式(3)、基于目標次推力Wout*和推力比τout計算主平衡推力Winbl。注意:因為輸入扭矩TIN或輸出扭矩TOUT在對應的帶輪由另一帶輪驅動時是負值,所以安全系數的倒數SFin-1或安全系數的倒數SFout-1在對應的帶輪由另一帶輪驅動時也是負值。此外,可以依次地計算倒數SFin-1和倒數SFout-1。另一方面,預定值(例如,大約1至1.5)可以設定于安全系數SFin和SFout中的每一個。
Winbl=Wout*/τout  (3)
例如,無級變速器控制單元132計算在通過主帶輪42實現目標換擋的情況下的主換擋差推力ΔWin。主換擋差推力ΔWin是轉換用于主帶輪的差推力ΔW。無級變速器控制單元132基于依次地計算的主目標換擋速度(dXin/dNelmin)計算主換擋差推力ΔWin。具體地,可以根據圖8中示出的、主目標換擋速度(dXin/dNelmin)與主換擋差推力ΔWin之間的相關性(差推力映射)來計算主換擋差推力ΔWin。差推力映射可以提前在經驗上獲得和存儲。
此外,例如,無級變速器控制單元132將主換擋差推力ΔWin添加至主平衡推力Winbl以計算主帶輪換擋控制推力Winsh(=Winbl+ΔWin)。此外,無級變速器控制單元132計算用于使實際速比γ變為與目標速比γ*相一致的反饋控制量(FB控制校正量)Winfb。可以使用如數學表達式(4)中所示的、提前在經驗上獲得和存儲的反饋控制數學表達式來計算反饋控制量Winfb。在該數學表達式(4)中,Δγ表 示目標速比γ*與實際速比γ之間的速比偏差(=γ*-γ),KP表示預定正比常數,KI表示預定積分常數以及KD表示預定微分常數。然后,例如,無級變速器控制單元132將通過用反饋控制量Winfb校正主帶輪換擋控制推力Winsh所獲得的值(=Winsh+Winfb)設定為目標主推力Win*。目標主推力Win*是基于速比偏差Δγ、通過由反饋控制校正主帶輪換擋控制推力Winsh所獲得的值。
Winfb=KP×Δγ+KI×(∫Δγdt)+KD×(dΔγ/dt)  (4)
注意:當以上計算的目標主推力Win*小于主帶輪打滑極限推力Winlmt時,主帶輪打滑極限推力Winmlt可以設定在目標主推力WIN*處。在該情況下,基于目標主推力Win*來計算次帶輪換擋控制推力Woutsh。次帶輪換擋控制推力Woutsh是換擋控制所需的次推力Wout。然后,計算的次帶輪換擋控制推力Woutsh設定在目標次推力Wout*處。簡言之,在可以確保次帶輪打滑極限推力Woulmt和主帶輪打滑極限推力Winlmt的范圍內,在用于實現目標速比γ*的推力比τ處的次推力Wout和主推力Win僅需要設定在目標次推力Wout*和目標主推力Win*處。
然后,無級變速器控制單元132基于可移動滑輪42b的壓力承受面積而將目標主推力Win*轉換成目標主壓力Pin*(=目標主推力Win*/可移動滑輪42b的壓力承受面積)。此外,無級變速器控制單元132基于可移動滑輪46b的壓力承受面積而將目標次推力Wout*轉換成目標次壓力Pout*(=目標次推力Wout*/可移動滑輪46b的壓力承受面積)。然后,無級變速器控制單元132將目標次壓力Pout*設定為次指令壓力Pouttgt,并且將目標主壓力Pin*設定為主指令壓力Pintgt。
例如,無級變速器控制單元132將作為液壓控制指令信號SCVT的主指令壓力Pintgt輸出至液壓控制回路100以便能夠獲得目標主壓力Pin*。此外,無級變速器控制單元132將作為液壓控制指令信號SCVT的次指令壓力Pouttgt輸出至液壓控制回路100以便能夠獲得目標次壓力Pout*。液壓控制回路100根據液壓控制指令信號SCVT操作第一線性電磁閥SLP以調節主壓力Pin并且操作第二線性電磁閥SLS以調節次壓力Pout。
返回參照圖5,車庫控制單元134執行所謂的車庫控制。具體地,當執行車庫換擋時,車庫控制單元134輸出用于將選擇液壓PSC從選擇閥SC供給至選擇流體室102i的指令信號。通過這樣做,建立了車庫模式,離合器應用控制閥102的滑閥元件102a定位在車庫側處。在此時,在車庫模式下,車庫控制單元134輸出用于改變第四線性電磁閥SLU的控制液壓PSLU的指令信號以便平順地接合前進離合器C1(或后退制動器B1)。如以上所述,控制液壓PSLU是前進離合器C1(或后退制動器B1)的接合過渡液壓。然后,車庫控制單元134在前進離合器C1(或后退制動器B1)接合之后取消了用于將選擇液壓PSC供給至選擇流體室102i的指令信號。通過這樣做,取消了車庫模式,并且滑閥元件102a定位在正常側處。
空擋控制單元136執行所謂的空擋控制。具體地,例如在車輛的停止期間,當滿足了預定條件時,空擋控制單元136輸出用于將選擇液壓PSC從選擇閥SC供給至選擇流體室102i的指令信號。例如,預定條件是桿位置PSH處于“D”位置(或“R”位置)的條件或操作腳剎車(制動器啟動BON)的條件。通過這樣做,建立了車庫模式,并且滑閥元件102a定位在車庫側處。在此時,在車庫模式下,空擋控制單元136輸出用于將第四線性電磁閥SLU的控制液壓PSLU設定在零或低壓處的指令信號。輸出指令信號使得前進離合器C1(或后退制動器B1)置于半接合狀態或被釋放的狀態下。此外,當不滿足預定條件時,空擋控制單元136取消空擋控制。當取消空擋控制時——即當執行從空擋控制的返回控制時,空擋控制單元136輸出用于改變第四線性電磁閥SLU的控制液壓PSLU的指令信號以便在保持車庫模式的同時平順地接合前進離合器C1(或后退制動器B1)。然后,在前進離合器C1(或后退制動器B1)被接合之后,空擋控制單元136取消用于將選擇液壓PSC供給至選擇流體室102i的指令信號。通過這樣做,滑閥元件102a定位在正常側處,并且取消了車庫模式。
后退禁止控制單元138執行用于禁止換擋進入后退狀態且使換擋進入空擋狀態的所謂的后退禁止控制,甚至在車輛的前進行駛期間換擋桿被操作至“R”位置時亦是如此。此處,后退狀態指示后退制動器B1被接合的狀態。即,動力傳遞路徑切換至后退動力傳遞路徑。執行后退禁止控制,直至車速V減小至B1接合容許車速VR或以下。提前獲得和設定B1接合容許車速VR,并且允許后退制動器B1在B1接合容許 車速VR下或更小的車速下接合。具體地,在下文中,將對在車輛的前進行駛期間、在超過B1接合容許車速VR的車速V下、換擋桿被操作至“R”位置的情況進行描述。在該情況下,后退禁止控制單元138輸出用于將選擇液壓PSC從選擇閥SC供給至選擇流體室102i的指令信號。通過這樣做,建立了車庫模式,并且滑閥元件102a定位在車庫側處。在此時,在車庫模式下,后退禁止控制單元138輸出用于將第四線性電磁閥SLU的控制液壓PSLU設定在零或低壓處的指令信號。通過這樣做,后退制動器B1置于半接合狀態或被釋放狀態。此外,后退禁止控制單元138取消了后退禁止控制,因為車速V減小至B1接合容許車速VR或以下。當取消了后退禁止控制時——即當執行從后退禁止控制的返回控制時,后退禁止控制單元138輸出用于改變第四線性電磁閥SLU的控制液壓PSLU的指令信號以便在保持車庫模式的同時平順地接合后退制動器B1。然后,在后退制動器B1接合之后,后退禁止控制單元138取消了用于將選擇液壓PSC供給至選擇流體室102i的指令信號。即,取消了車庫模式,并且滑閥元件102a定位在正常側處。
附帶地,在車庫控制、空擋控制和后退禁止控制中的任一控制下建立車庫模式,并且滑閥元件102a定位在車庫側。因而,當執行這些控制時,盡管其并不處于沒有正常地輸出主壓力Pin的故障的情況下,但是經調節的次壓力Pout’經由單向閥120供給至主帶輪42作為主壓力Pin。即,根據單向閥120的單向閥壓力控制特性的、基于次壓力Pout而調節的主壓力Pin被供給至主帶輪42。于是,可能會難以根據推力比τ實現目標速比γ*。替代性地,可能會難以確保次帶輪打滑極限推力Woutlmt和主帶輪打滑極限推力Winlmt。特別地,在車輛大概從靜止狀態起動時的車庫控制或空擋控制(特別地,從空擋控制的返回控制)中,除非實現了設定為目標速比γ*的最大速比γmax,否則車輛起動性能可能會降低。此外,在從后退禁止控制的返回控制中,當后退制動器B1以不同于與返回時的車速V對應的目標速比γ*的速比γ接合時,可能發生震動。
于是,在本實施方式中,當通過單向閥120調節主壓力Pin時,基于抑制皮帶打滑和實現目標速比γ*所需的次壓力Pout和主壓力Pin來控制次壓力Pout。
圖9是用于示出次壓力Pout的計算的圖。在圖9中,通過交替的 長和兩短虛線Lc指示的單向閥壓力控制特性與圖4的單向閥壓力控制特性(實線Lc)相同。根據次帶輪打滑極限推力Woutlmt計算下限次壓力Pout0。即,通過用次帶輪打滑極限推力Woutlmt除以可移動滑輪46b的壓力承受面積來獲得下限次壓力Pout0。此外,根據主帶輪打滑極限推力Winlmt來計算下限主壓力Pin0。即,通過用主帶輪打滑極限推力Winlmt除以可移動滑輪42b的壓力承受面積來計算下限主壓力Pin0。此外,破線Lmax指示推力比τ的最小值,通過推力比τ的最小值可以實現(可以保持)最大速比γmax。區域A指示經調節的次壓力Pout’高于破線Lmax的次壓力Pout的區域。此外,區域A指示獲得了實現最大速比γmax的推力比τ的推力比范圍。單向閥120具有如下壓力控制特性:經調節的次壓力Pout’隨著次壓力Pout增大超出啟動壓力Pk而增大。因此,隨著次壓力Pout增大,難以獲得提供最大速比γmax的推力比τ。在本實施方式中,在交替的長和兩短虛線Lc的由實線Lout指示的部分中,獲得了提供最大速比γmax的推力比τ。實線Lout對應于次壓力Pout的具有上限次壓力Pout1的范圍。交替的長和兩短虛線Lc和破線Lmax的交叉點對應于上限次壓力Pout1。此處,在對應于實線Lout的范圍內的次壓力定義為極限次壓力Poutmax。因而,在本實施方式中,當通過單向閥120調節主壓力Pin時,目標次壓力Pout*設定在對應于實線Lout(Loutmax)中的范圍B的次壓力Pout處。范圍B是如下范圍:在該范圍中,在實線Lout中,獲得了高于或等于下限次壓力Pout0的次壓力Pout并且獲得了高于或等于下限主壓力Pin0的主壓力Pin。通過如以上所描述地設定次壓力Pout,抑制了皮帶打滑,并且實現了作為目標速比γ*的最大速比γmax。
以此方式,當通過單向閥120調節主壓力Pin時,無級變速器控制單元132根據如圖9中所示的單向閥120的單向閥壓力控制特性、基于次帶輪打滑極限推力Woutlmt、主帶輪打滑極限推力Winlmt和推力比τ來計算目標次壓力Pout*。然后,無級變速器控制單元132將計算的目標次壓力Pout*作為次指令壓力Pouttgt。
更具體地,例如控制執行單元140判定是否建立了車庫模式。例如,控制執行判定單元140基于是否輸出了用于將選擇液壓PSC供給至選擇流體室102i的指令信號來判定是否建立了車庫模式。此外,控制執行判定單元140例如判定是否是車輛從靜止狀態起動的時間。例如,控制執行判定單元140基于是否正通過車庫控制單元134執行車庫控制、是 否正通過空擋控制單元136執行空擋控制或是否正通過空擋控制單元136執行從空擋控制的返回控制來判定是否是車輛從靜止狀態起動的時間。此外,控制執行判定單元140例如判定是否是正通過后退禁止控制單元138執行后退禁止控制的車輛行駛期間。
當控制執行判定單元140判定是車輛從靜止狀態起動的時間時,無級變速器控制單元132基于主帶輪打滑極限推力Winlmt計算下限主壓力Pin0(=主帶輪打滑極限推力Winlmt/可移動滑輪42b的壓力承受面積)。此外,無級變速器控制單元132基于次帶輪打滑極限推力Woutlmt計算下限次壓力Pout0(=次帶輪打滑極限推力Woutlmt/可移動滑輪46b的壓力承受面積)。此外,無級變速器控制單元132根據單向閥120的單向閥壓力控制特性、基于提供最大速比γmax的推力比τ計算極限次壓力Poutmax。然后,無級變速器控制單元132將目標次壓力Pout*設定在極限次壓力Poutmax的范圍(參見圖9中的范圍B)內。極限次壓力Poutmax的范圍對應于獲得了高于或等于下限次壓力Pout0的次壓力Pout且獲得了高于或等于下限主壓力Pin0的主壓力Pin的范圍。例如,無級變速器控制單元132計算出成為了極限次壓力Poutmax的范圍的最大值、最小值或中間值的次壓力Pout作為目標次壓力Pout*。然后,無級變速器控制單元132將目標次壓力Pout*設定為次指令壓力Pouttgt。
特別地,當車輛從靜止狀態起動時,發動機扭矩TE會隨著加速器的下壓而增大,并且無級變速器18的輸入扭矩TIN會增大。因而,在輸入扭矩TIN增大的情況下,次帶輪打滑極限推力Woutlmt和主帶輪打滑極限推力Winlmt各自增大。因此,下限次壓力Pout0和下限主壓力Pin0也增大。然后,如從圖9所看到的,可能難以實現如下次壓力Pout:通過該次壓力Pout獲得提供最大速比γmax的推力比τ。然后,當控制執行判定單元140判定是車輛從靜止狀態起動的時間時,無級變速器控制單元132抑制輸入扭矩TIN使得獲得了如下次壓力Pout:通過該次壓力Pout將最大速比γmax設定在可行的(可保持的)推力比τ處。即,無級變速器控制單元132抑制輸入扭矩TIN使得下限次壓力Pout0不超過上限次壓力Pout1并且下限主壓力Pin0不超過對應于交替的長和兩短虛線Lc與破線Lmax的交叉點的主壓力Pin1(參見圖9)。
當判定正通過后退禁止控制單元138執行后退禁止控制時,無級變 速器控制單元132控制次壓力Pout使得目標速比γ*設定在可行的(可保持的)推力比τ處。此處,通過控制執行判定單元140做出關于后退禁止控制的判定。此外,目標速比γ*設定成對應于B1接合容許車速VR,B1接合容許車速VR是低于車輛行駛期間的當前車速V的車速(例如,最大速比γmax至接近最大速比γmax)。即,無級變速器控制單元132根據單向閥120的單向閥壓力控制特性計算次壓力Pout,通過該次壓力Pout獲得了提供后退制動器B1接合時的目標速比γ*的推力比τ。然后,無級變速器控制單元132將計算的次壓力Pout設定為目標次壓力Pout*,即,次指令壓力Poutgt。
圖10是示出了電子控制單元50的控制操作的相關部分的流程圖。當通過單向閥120、基于次壓力Pout而將主壓力Pin調節至預定壓力時,電子控制單元50抑制了皮帶打滑的發生并且實現了目標速比γ*。例如,在大約幾毫秒至幾十毫秒的極短的循環時間下重復執行電子控制單元50的控制操作。此外,圖11是在車輛開始行駛時執行圖10的流程圖中所示的控制操作并且建立車庫模式的情況下的時間圖。
在圖10中,首先,在對應于控制執行判定單元140的步驟S10(在下文中省略了“步驟”一詞)中,判定是否建立了車庫模式。當在S10中作出了肯定判定時,相似地,在對應于控制執行判定單元140的S20中,判定是否是車輛從靜止狀態起動的時間。在車輛從靜止狀態起動時的控制例如是車庫控制、空擋控制和從空擋控制的返回控制中的一者。當在S20中作出肯定判定時,在對應于無級變速器控制單元132的S30中,分別基于主帶輪打滑極限推力Winlmt和次帶輪打滑極限推力Woutlmt來計算下限主壓力Pin0和下限次壓力Pout0。隨后,也在對應于無級變速器控制單元132的S40中,基于提供最大速比γmax的推力比τ、根據單向閥120的單向閥壓力控制特性來計算極限次壓力Poutmax。隨后,也在對應于無級變速器控制單元132的S50中,在極限次壓力Poutmax的范圍內來計算目標次壓力Pout*,在該范圍中,獲得了高于或等于下限次壓力Pout0的次壓力Pout并且獲得了高于或等于下限主壓力Pin0的主壓力Pin。目標次壓力Pout*設定為次指令壓力Poutgt。注意:當在S20中作出肯定判定時,在對應于無級變速器控制單元132的S30至S50中,抑制輸入扭矩TIN以便獲得如下次壓力Pout:通過該次壓力Pout設定了提供最大速比γmax的推力比τ(從圖11中的時刻t1起)。通過這樣做,能夠減小下限次壓力Pout0和下限主壓力 Pin0。此外,當主壓力Pin隨著次壓力Pout的增大而相對地增大時,獲得了提供最大速比γmax的推力比τ。
另一方面,當在S20中作出否定判定時,在對應于控制執行判定單元140的S60中,判定是否是正執行后退禁止控制期間的時間。當在S60中作出肯定判定時,執行對應于無級變速器控制單元132的S70。在S70中,根據單向閥120的單向閥壓力控制來計算如下目標次壓力Pout*:通過該目標次壓力Pout*獲得了提供后退制動器B1接合時的目標速比γ*的推力比τ。然后,目標次壓力Pout*設定為次指令壓力Pouttgt。另一方面,當在S10中作出否定判定或在S60中作出否定判定時,執行對應于無級變速器控制單元132的S80。在S80中,在確保了次帶輪打滑極限推力Woutlmt和主帶輪打滑極限推力Winlmt的范圍內,計算提供用于實現目標速比γ*的推力比τ的目標次壓力Pout*和目標主壓力Pin*。然后,目標次壓力Pout*和目標主壓力Pin*分別被設定為次指令壓力Pouttgt和主指令壓力Pintgt。
如以上所述,在本實施方式中,設置了基于次壓力Pout而將主壓力Pin調節至預定壓力的單向閥120。因此,與主壓力Pin與次壓力Pout構造成彼此相等的情況相比較,可以獲得更寬的推力比τ。通過這樣做,進一步拓寬了可行的速比γ的寬度。例如,易于實現如下推力比τ:通過該推力比τ保持了最大速比γmax。此外,當通過單向閥120調節主壓力Pin時,基于抑制皮帶打滑和實現目標速比γ*所需要的次壓力Pout和主壓力Pin來控制次壓力Pout。因此,抑制了皮帶打滑的發生,并且實現了目標速比γ*。例如,當目標速比γ*是最大速比γmax時,抑制了不必要的升擋。
此外,根據本實施方式,根據單向閥120的單向閥壓力控制特性、基于次帶輪打滑極限推力Woutlmt、主帶輪打滑極限推力Winlmt和用于實現目標速比γ*的推力比τ來計算目標次壓力Pout*。如以上所描述的,根據單向閥壓力控制特性,次壓力Pout被設定在對應于主壓力Pin的預定壓力處。因此,在抑制皮帶打滑的發生的主壓力Pin和次壓力Pout的范圍內,獲得了如下次壓力Pout:該次壓力Pout提供了保持目標速比γ*所依的推力比τ。
此外,根據本實施方式,基于無級變速器18的實際速比γ和輸入扭矩TIN來計算打滑極限推力Wlmt。因此,適當地計算打滑極限推力 Wlmt,并且適當地確保了抑制皮帶打滑所需要的推力。此外,當車輛從靜止狀態起動時,抑制了輸入扭矩TIN以便獲得如下次壓力Pout:該次壓力Pout提供用于實現最大速比γmax的推力比τ。即,由于主壓力Pin隨著次壓力Pout的增大而增大,因此抑制了推力比τ減小至提供最大速比γmax的推力比τ以下。通過這樣做,當車輛從靜止狀態起動時,可以保持最大速比γmax,因此適當地確保了起動性能。
此外,根據本實施方式,在后退禁止控制正被執行的車輛行駛期間,控制次壓力Pout以便獲得提供目標速比γ的推力比τ。目標速比γ*是設定成對應于B1接合容許車速VR的速比。因此,抑制了在后退制動器B1接合時震動的發生和皮帶打滑的發生。例如,通過單向閥120來調節主壓力Pin,抑制了在確立了不同于目標速比γ*的速比γ且后退制動器B1被接合時震動的發生。
以上參照附圖對本發明的實施方式進行了詳細描述;然而,本發明的方面可以應用于其他的實施方式。
例如,在以上描述的實施方式中,作為主壓力Pin和次壓力Pout中的一者的第一壓力是次壓力Pout,而作為主壓力Pin和次壓力Pout中的另一者的第二壓力是主壓力Pin;替代地,本發明的方面未必限于該構型。例如,在主壓力Pin與次壓力Pout之間,第一壓力可以是主壓力Pin并且第二壓力可以是次壓力Pout。在這種情況下,提供了基于主壓力Pin將次壓力Pout調節至預定壓力的單向閥,并且次壓力Pout經由離合器應用控制閥102而被供給至次帶輪46。同樣以此方式,可以應用本實施方式。
此外,在以上描述的實施方式中,使用了包括鎖止離合器26的變矩器14;然而,未必要設置鎖止離合器26。此外,代替變矩器14,可以使用另一流體傳動裝置諸如不具有扭矩放大功能的流體聯接器。此外,當設置了代替流體傳動裝置的替代性機構或裝置等時,不需要設置流體傳動裝置。例如,替代性機構或裝置是起動機構(其是起作用的前進-后退切換裝置、起動離合器等)、或者是能夠允許或中斷動力傳遞路徑的接合裝置。
在本發明的方面中,液壓控制回路可以構造成獨立地控制施加至輸入側可變帶輪的帶輪壓力和施加至輸出側可變帶輪的帶輪壓力。在該情 況下,直接或間接地控制了輸入側推力和輸出側推力。
注意:以上描述的實施方式僅是說明性的,并且基于本領域技術人員的知識,可以利用改型和改進方案以不同的形式來實施本發明的方面。

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