扭矩变换器滑动控制系统的制作方法

专利名称：扭矩变换器滑动控制系统的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种用于自动变速器(包括无级变速器)的所谓的锁定扭矩变换器的滑动控制系统，具体来说，涉及自动滑动锁定控制技术的改进，以使变速器扭矩变换器锁定离合器的输入和输出元件之间的相对旋转的速度，即，锁定扭矩变换器的滑动转速收敛或靠近一个期望值(目标滑动转速)。
背景技术：
如大家所知，扭矩变换器具有包括由于通过流体和扭矩积性函数(torque-multiplication function)在输入和输出元件之间的功率传输而存在扭矩波动吸收功能的优点，以及包括扭矩损失(换句话说，扭矩传输效率降低)的缺点。由于上文讨论的原因，最近，机动车辆常常使用锁定扭矩变换器，在该锁定扭矩变换器中，输入和输出元件(泵和涡轮元件)可以在不需要扭矩波动吸收功能和扭矩积性功能以消除内部滑移并提高燃油效率的发动机/车辆运转状况下通过锁定离合器彼此直接耦合，或者锁定扭矩变换器的滑动转速(slip-rotation speed)，即，输入和输出元件之间的速度差可以适当地通过对于锁定离合器的滑动锁定控制进行控制或调节，具体情况取决于发动机/车辆运转状况。
在日本专利临时出版物No.2000-145948(下文简称为“JP2000-145948”)说明了一种变速器扭矩变换器锁定离合器的一个这样的滑动锁定控制系统。在JP2000-145948的扭矩变换器滑动控制系统中，基于发动机/车辆运转状况计算或估计目标滑动转速，还检测并计算对应于输入和输出元件之间转速差的实际滑动转速。通过预先补偿器补偿目标滑动转速，以产生一个目标滑动转速校正值。扭矩变换器滑动控制系统基于实际滑动转速和目标滑动转速校正值之间的偏差执行反馈控制，以对锁定离合器的啮合的容量进行反馈控制，以便使实际滑动转速接近于目标滑动转速。

发明内容
在启动滑动锁定控制之后不久执行的变速器扭矩变换器滑动锁定控制的早期，锁定离合器啮合压力通常通过前馈控制(开环控制)提高。相比之下，恰好在实际滑动转速降低到低于基于油门开度或加速器开度确定的滑动转速条件之后执行的滑动锁定控制(即，滑动控制)的后期，一个电子控制单元判断实际滑动转速开始响应所控制的锁定离合器啮合压力，且锁定离合器的操作状态已经切换到滑动锁定状态。因此，锁定离合器控制操作模式从前馈控制切换到反馈控制(闭环控制)，以便通过反馈控制执行滑动控制。在从前馈控制到反馈控制的切换点，目标滑动转速校正值(对应于预先补偿器的瞬变响应)被初始化为一个初始值(参见图14)。此后，从如图14所示的目标滑动转速校正值特征曲线可以看出的，随着时间的推移，目标滑动转速校正值逐渐降低，并考虑滑动锁定控制系统的动态特征。
在切换到反馈控制期间，锁定离合器啮合压力倾向于随着响应延迟而上升，因此，实际滑动转速倾向于随着响应延迟而下降。在这样的从前馈控制过渡到反馈控制期间，从图14的特征曲线可以看出的，进一步产生了目标滑动转速校正值(对应于预先补偿器的瞬变响应)的下降。这导致目标滑动转速校正值与实际滑动转速的较大的偏差，从而使滑动控制系统的跟随性能变差。因此，为了在切换到滑动锁定反馈控制之后最佳地补偿预先补偿器的瞬变响应，滑动锁定控制系统中包含的预先补偿器被初始化，以便恰在切换到反馈控制之后，目标滑动转速校正值被初始化为有关实际滑动转速的最新信息。
实际上，在滑动锁定控制系统内，从当滑动锁定控制的控制命令被输出的时间到当锁定离合器啮合容量(engagement capacity)开始实际改变的时间之间存在一个空载时间(dead time)。
如前所述，目标滑动转速校正值(对应于预先补偿器的瞬变响应，换句话说，预先补偿器的输出信号值)从图14的特征曲线确定和检索，并考虑到滑动锁定控制系统的动态特征。然而，在滑动锁定控制系统所特有的动态特征中，以前所讨论的空载时间没有考虑在内。因此，有一个缺点，即，目标滑动转速校正值始终包含一个对应于空载时间的误差。需要更准确地适当地补偿预先补偿器的输出信号值，即，目标滑动转速校正值，同时适当地考虑对应于从当滑动锁定控制的命令被输出的时间到当锁定离合器啮合容量开始实际改变的时间之间的空载时间的误差。
相应地，本发明的一个目的是提供一种扭矩变换器滑动控制系统，该系统能够通过更准确地补偿预先补偿器(该预先补偿器预先补偿基于发动机/车辆运转状况确定的目标滑动转速)的输出，并考虑滑动控制系统所特有的动态特征中包含的空载时间。
为了实现本发明的如前所述的目的及其他目的，提供一种带有扭矩变换器的自动变速器的滑动控制系统，包括锁定离合器，该锁定离合器位于扭矩变换器的输入和输出元件之间，且其啮合容量是可改变的，用于调节输入和输出元件之间的实际滑动转速；以及控制单元，该控制单元对啮合容量进行反馈控制，该控制单元包括目标滑动转速计算部分，该部分基于发动机和车辆运转状况估计目标滑动转速；预先补偿部分，该部分预先补偿目标滑动转速，以产生一个目标滑动转速校正值；滑动转速偏差计算部分，该部分计算目标滑动转速校正值和实际滑动转速之间的滑动转速偏差；反馈补偿部分，该部分基于滑动转速偏差对啮合容量进行反馈控制，以使实际滑动转速更接近于目标滑动转速；以及空载时间处理部分，该部分补偿目标滑动转速校正值，并在目标滑动转速校正值中考虑滑动控制系统所特有的动态特征中的空载时间，以向反馈补偿部分提供空载时间补偿输出。
根据本发明的另一个方面，提供一种带有扭矩变换器的自动变速器的滑动控制系统，包括锁定离合器，该锁定离合器位于扭矩变换器的输入和输出元件之间，其啮合容量是可改变的，用于调节输入和输出元件之间的实际滑动转速；以及控制单元，该控制单元对锁定离合器的啮合容量进行反馈控制，该控制单元包括目标滑动转速计算部分，该部分基于发动机和车辆运转状况估计目标滑动转速；预先补偿部分，该部分预先补偿目标滑动转速，以产生一个目标滑动转速校正值；滑动转速偏差计算部分，该部分计算目标滑动转速校正值和实际滑动转速之间的滑动转速偏差；反馈补偿部分，该部分基于滑动转速偏差对锁定离合器的啮合容量进行反馈控制，以使实际滑动转速更接近于目标滑动转速；以及空载时间处理部分，该部分补偿目标滑动转速校正值，以在目标滑动转速校正值中反映该滑动控制系统所特有的动态特征中的空载时间，并向反馈补偿部分提供空载时间补偿输出，该空载时间是根据预先确定的空载时间特征而变化的变量。
根据本发明的再一个方面，提供一种带有扭矩变换器的自动变速器的滑动控制系统，包括锁定离合器，该锁定离合器位于扭矩变换器的输入和输出元件之间，其啮合容量是可改变的，用于调节输入和输出元件之间的实际滑动转速；响应于信号压力的滑动控制阀，用于改变锁定离合器施加压力和锁定离合器释放压力之间的压差；锁定螺线管阀，其响应驱动信号生成信号压力，用于通过滑动控制阀改变压差；以及控制单元，该控制单元通过向锁定螺线管阀输出驱动信号对锁定离合器的啮合容量进行反馈控制，该控制单元包括目标滑动转速计算部分，该部分基于发动机和车辆运转状况估计目标滑动转速；预先补偿部分，该部分包括第一补偿过滤器，用于预先补偿目标滑动转速，以产生对应于从表达式ωSLPTC1＝GR(s)×ωSLPT输出的参考模型的第一目标滑动转速校正值，其中，ωSLPTC1是第一目标滑动转速校正值，GR(S)是作为适合于基于设计人员的希望确定的所希望的响应的传递函数而设置的参考模型，ωSLPT是目标滑动转速；以及第二补偿过滤器，用于预先补偿目标滑动转速，以根据公式ωSLPTC2＝GM(s)×ωSLPT产生第二目标滑动转速校正值，其中GM(s)对应于前馈补偿器，该补偿器由公式GM(s)＝GR(S)/P(S)定义，其中GR(s)是参考模型，P(s)是通过对充当受控系统的锁定离合器滑动旋转部分建模而获得的传递函数；滑动转速偏差计算部分，该部分计算目标滑动转速校正值和实际滑动转速之间的滑动转速偏差；反馈补偿部分，该部分基于滑动转速偏差对锁定离合器的啮合容量进行反馈控制，以使实际滑动转速更接近于目标滑动转速，该反馈补偿部分包括一个反馈补偿器，该补偿器产生一个适合于降低滑动转速偏差的第一滑动转速命令值；一个加法器，该加法器通过将第一滑动转速命令值与第二目标滑动转速校正值相加产生一个滑动转速命令值；空载时间处理部分，该部分补偿第一目标滑动转速校正值，以在该第一目标滑动转速校正值中反映该滑动控制系统所特有的动态特征中的空载时间，并向反馈补偿器提供空载时间补偿输出，该空载时间是根据预先确定的空载时间特征而变化的变量；以及驱动信号判断部分，该部分基于滑动转速命令值判断驱动信号。
根据本发明的再一个方面，提供一种带有扭矩变换器的自动变速器的滑动控制系统，包括锁定离合器，该锁定离合器位于扭矩变换器的输入和输出元件之间，其啮合容量是可改变的，用于调节输入和输出元件之间的实际滑动转速；以及控制单元，该控制单元对啮合容量进行反馈控制，该控制单元包括目标滑动转速计算装置，用于基于发动机和车辆运转状况估计目标滑动转速；预先补偿装置，用于预先补偿目标滑动转速，以产生一个目标滑动转速校正值；滑动转速偏差计算装置，用于计算目标滑动转速校正值和实际滑动转速之间的滑动转速偏差；反馈补偿装置，用于基于滑动转速偏差对啮合容量进行反馈控制，以使实际滑动转速更接近于目标滑动转速；以及空载时间处理装置，用于补偿目标滑动转速校正值，并在目标滑动转速校正值中考虑滑动控制系统所特有的动态特征中的空载时间，以向反馈补偿部分提供空载时间补偿输出。
根据本发明的另一个方面，提供一种控制自动变速器的锁定扭矩变换器的输入和输出元件之间的相对旋转的速度的方法，该自动变速器使用了锁定离合器，该锁定离合器位于输入和输出元件之间，其啮合容量是可改变的，用于调节输入和输出元件之间的实际滑动转速，该方法包括基于发动机和车辆运转状况估计目标滑动转速；预先补偿目标滑动转速，以产生一个目标滑动转速校正值；计算目标滑动转速校正值和实际滑动转速之间的滑动转速偏差；通过开环控制来前馈控制自动锁定时间段的第一时间段(在该时间段内，锁定离合器从释放状态切换到完全啮合状态)的啮合容量，在自动锁定时间段的第二时间段内，基于滑动转速偏差对锁定离合器的啮合容量进行反馈控制，以使实际滑动转速更接近于目标滑动转速；以及，补偿目标滑动转速校正值，以在该目标滑动转速校正值中反映该滑动控制系统所特有的动态特征中的空载时间，该空载时间是根据预先确定的空载时间特征而变化的变量，以便在从前馈控制到反馈控制的切换点，空载时间被重置为零，且空载时间被可变地调整，以在一个从切换点开始的预先确定的过渡时间段内逐渐从零增大到滑动控制系统所特有的预先确定的空载时间等效值。
通过阅读下面的参考附图进行的说明，本发明的其他目的和特点将变得容易理解。


图1是说明扭矩变换器滑动锁定控制系统(即，滑动控制系统)的一个实施例的系统方框图。
图2是说明该实施例的滑动控制系统的电子控制单元(ECU)执行的滑动锁定控制所需要的多个算术运算处理部分、补偿部分，以及估计部分的方框图。
图3是涉及图2方框图的显示滑动控制系统(或扭矩变换器滑动控制器)的基本单元的方框图。
图4是涡轮速度ωTR对滑动转速增益gSLPC的特性曲线图。
图5是显示在任何油门开度TVO时发动机转速Ne和发动机扭矩tES之间的关系的发动机扭矩性能曲线。
图6是一个显示目标锁定离合器啮合容量tLU和锁定离合器啮合压力命令值PLUC之间的关系的特性曲线7A-7F是显示如图2所示的实施例的改进的滑动控制系统所获得的控制操作的时间图。
图8是显示用于确定从前馈控制切换到反馈控制的例程的流程图。
图9是显示用于补偿目标滑动旋转校正值的例程(并考虑空载时间)的流程图。
图10是说明由本实施例的系统所产生的参考模型输出、空载时间补偿输出(或空载时间处理的输出)、快速的空载时间补偿输出之间的关系的输出特征图表。
图11是显示实际滑动转速ωSLPR、目标滑动转速ωSLPT、快速的空载时间补偿滑动转速命令值、空载时间无补偿的滑动转速命令值和实际压差(PA-PR)中的变化的时间图。
图12是显示基于本实施例的滑动控制系统实现的预先确定的空载时间补偿方法的实际滑动转速ωSLPR、目标滑动转速ωSLPT、快速的空载时间补偿滑动转速命令值、空载时间无补偿的滑动转速命令值、预先确定的空载时间补偿滑动转速命令值，以及实际压差(PA-PR)的变化的时间图。
图13A是显示模拟结果的时间图，显示了通过三个不同的控制系统(即，快速简单地考虑了一个固定空载时间的快速的空载时间补偿系统，没有任何时间段(没有任何时间延迟)，实现预先确定的空载时间补偿的实施例的滑动控制系统，以及空载时间非补偿系统，(不执行任何空载时间补偿))获得的实际滑动转速ωSLPR和滑动转速命令值的实际变化。
图13B是一个显示模拟结果的时间图，显示了通过快速的空载时间补偿系统、实现了预先确定的空载时间补偿的本实施例的滑动控制系统，以及空载时间非补偿系统获得的实际压差(PA-PR)和压差命令值的变化。
图13C是一个显示模拟结果的时间图，显示了通过快速的空载时间补偿系统、实现了预先确定的空载时间补偿的本实施例的滑动控制系统，以及空载时间非补偿系统获得的反馈补偿器的输出信号值的变化(参见图2的S104)。
图14是一个显示目标滑动转速校正值相对于从前馈控制到反馈控制的切换点开始的消逝时间的变化的特性曲线图。
图15是说明了一种基于从前馈控制到反馈控制的切换点开始的消逝时间以及恰在切换点前计算出的实际滑动转速ωSLPR的缩小的时间率确定空载时间的方法的说明图。
具体实施例方式
现在请参看各附图，尤其请参看图1，该图显示了本实施例的扭矩变换器滑动锁定控制系统。为简单起见，省略了锁定扭矩变换器1的结构的详细描述，因为扭矩变换器1是公知的。从图1的示意图可以看出，扭矩变换器1包括泵叶轮(未编号)，其充当扭矩变换器输入元件，连接到发动机曲轴并与发动机曲轴的旋转同步旋转；涡轮(未编号)，充当扭矩变换器输出元件，其连接到自动变速器的变速齿轮组的输入轴；锁定离合器2，在不需要扭矩波动吸收功能和扭矩积性功能以消除内部滑移并提高燃油效率的发动机/车辆运转状况的条件下，通过该锁定离合器2，泵叶轮(扭矩变换器输入元件)和涡轮(扭矩变换器输出元件)直接耦合并彼此完全啮合，或者，泵叶轮(扭矩变换器输入元件)和涡轮(扭矩变换器输出元件)根据锁定离合器2的滑动锁定控制部分地彼此啮合。锁定离合器2的锁定离合器啮合力的大小根据锁定离合器施加压力(即，施加压力)PA和锁定离合器释放压力(即，释放压力)PR之间的压差(PA-PR)来确定。压差(PA-PR)表示锁定离合器啮合压力。
当施加压力PA低于释放压力PR时，锁定离合器2被释放(或脱离)，因此，扭矩变换器1在泵叶轮和涡轮彼此脱开的扭矩变换器状态(即，变换器状态)下操作，因此，不进行泵叶轮和涡轮(输入和输出元件)之间的相对旋转的速度，即，锁定扭矩变换器1的滑动转速的滑动锁定控制(滑动控制)。
相反，当施加压力PA高于释放压力PR，且压差(PA-PR)低于预先确定的压差时，锁定离合器2被对应于压差(PA-PR)的锁定离合器啮合力啮合。在此条件下，扭矩变换器输入和输出元件之间的相对旋转的速度，即，锁定扭矩变换器1的滑动转速根据对应于压差(PA-PR)的锁定离合器啮合力的大小而进行控制或调节。这样的部分锁定离合器啮合状态被称为“滑动控制状态”。
当压差(PA-PR)超过预先确定的压差时，锁定离合器2切换到完全啮合状态，在该状态下，在扭矩变换器输入和输出元件之间没有相对旋转。这样的完全啮合状态被称为“锁定状态”。
施加压力PA的大小和释放压力PR的大小通过滑动控制阀3进行调节或控制。实际上，滑动控制阀3响应从负载循环(dutycycle)控制的锁定螺线管阀4输出的信号压力Ps，用于调节或控制施加压力PA和释放压力PR。下文将描述锁定螺线管阀4和滑动控制阀3中的每一个的细节。
如图1所示，锁定螺线管阀4通过其进气口接收稳定的导向压力(pilot pressure)PP(充当初始压力)，并从其出口输出信号压力Ps。锁定螺线管阀4被设计为产生信号压力Ps，以便信号压力Ps的大小随着从电子控制单元(ECU)或锁定控制器5的输出接口输出的负载循环调制脉冲宽度信号(螺线管驱动信号SDUTY)的所希望的螺线管驱动负载循环值D的增大而增大。
另一方面，滑动控制阀3包括一个具有线轴(spool)的卷轴式阀门(spool valve)，其中，来自锁定螺线管阀4的导向压力Ps和反馈的释放压力PR都对线轴的一端起作用，其中，作为一个反向压力，弹簧3a的弹簧偏压和反馈的施加压力PA都对线轴的另一端起作用。根据来自锁定螺线管阀4的信号压力Ps的上升，对应于施加压力PA和释放压力PR之间的压差(PA-PR)的锁定-离合器啮合压力，从负值通过“0”逐渐上升到正值，以便发生从变换器状态到滑动控制状态的过渡。当信号压力Ps进一步上升时，压差(PA-PR)，即，锁定离合器啮合压力超过预先确定的正的啮合-压力值，以便从滑动控制状态过渡到锁定状态。从上文可以看出，由不等式PR＞PA代表的负的锁定离合器啮合压力(PA-Pa)表示，扭矩变换器1在变换器状态操作，或者，表示从其他操作模式切换到变换器操作模式(变换器状态)。由不等式PR＜PA代表的并小于预先确定的正的啮合-压力值的正的锁定离合器啮合压力(PA-PR)，表示扭矩变换器1在滑动控制状态下操作。因此，在滑动控制状态，在低于预先确定的阈值(预先确定的正的啮合-压力值)的压力范围内增大正的锁定离合器啮合压力(PA-Pa)表示锁定离合器啮合容量增大。即，压差(PA-PR)等于锁定离合器啮合压力，锁定离合器2的啮合的容量与锁定离合器啮合压力(压差(PA-PR))成比例。扭矩变换器输入和输出元件之间的相对旋转的速度，即，锁定扭矩变换器1的滑动转速随着锁定离合器啮合容量的增大而趋于减小。当正的锁定离合器啮合压力(PA-PR)达到预先确定的正的啮合压力值，因此锁定扭矩变换器滑动转速(输入和输出元件之间转速差)变成零时，发生从滑动控制状态到锁定状态的过渡。
如图1所示，ECU(锁定控制器)5通常包括微型计算机。ECU 5包括输入/输出接口(I/O)、存储器(RAM、ROM)和微处理器或中央处理单元(CPU)。ECU 5的输入/输出接口(I/O)从各种发动机/车辆传感器(即，电源电压传感器6、叶轮转速传感器7、涡轮转速传感器8、输出轴转速传感器9、油门开度传感器10和自动变速器用油(ATF)温度传感器11)接收输入信息。电源电压传感器6用于检测电源电压Vig。叶轮转速传感器7用于检测泵叶轮的转速，即，叶轮速度ωIR，其等于发动机转速。涡轮转速传感器8用于检测涡轮的转速，即，涡轮转速ωTR，其等于扭矩变换器输出速度。输出轴转速传感器9用于检测变速器输出速度NOUT，该速度被视为车辆速度VSP。油门开度传感器10用于检测油门开度TVO，该油门开度被视为发动机负载。ATF温度传感器11用于检测自动变速器(或扭矩变换器1)的工作流体温度TATF。在ECU 5内，中央处理单元(CPU)允许通过I/O接口访间来自以前讨论的发动机/车辆传感器6-11的输入信息数据信号。ECU 5的CPU能够执行必需的算术及逻辑运算，例如，如图2以方框图的形式所示的多种算术运算，以便确定具有所希望的螺线管驱动负载循环值D的以前讨论的螺线管驱动信号SDUTY，并基于来自电源电压传感器6的表示电源电压Vig的信号，补偿所希望的螺线管驱动负载循环值D，从而执行稍后描述的预先确定的滑动控制。计算结果(算术计算结果)，即，计算出的输出信号，例如，具有所希望的螺线管驱动负载循环值D的螺线管驱动信号SDUTY，通过ECU 5的输出接口电路被中继到输出级，即，扭矩变换器滑动控制系统中包含的锁定螺线管阀4。
现在请参看图2，该图以方框图的形式显示了本实施例的滑动控制系统执行的滑动锁定控制所需要的基本算术处理、补偿和估计部分的详细信息。
在图2中，目标滑动转速ωSLPT计算部分S100基于发动机/车辆运转状况，如车辆速度VSP(由输出轴转速传感器9检测到的变速器输出速度NOUT来估计)，油门开度TVO、ATF温度传感器11检测到的工作流体温度TATF和变速器的所选齿轮比(所选变速器传动比)iP来估计、计算或设置目标滑动转速ωSLPT，并考虑较小的扭矩波动和低噪声/振动级，例如低的轰隆噪声。
实际滑动转速ωSLPR计算部分S103通过从涡轮转速ωTR减去叶轮速度ωIR用算术方法计算实际滑动转速ωSLPR(＝ωIR-ωTR)。叶轮速度ωIR(即，扭矩变换器输入速度)相当于发动机转速Ne，而涡轮转速ωTR(即，扭矩变换器输出速度)相当于变速器的主要转速。
参考符号S101A和S101B表示的预先补偿器通过第一补偿过滤器S101A计算第一目标滑动转速校正值ωSLPTC1，还通过第二补偿过滤器S101B计算第二目标滑动转速校正值ωSLPTC2，以上计算通过如此的方式进行，以便预先补偿目标滑动转速ωSLPT，并将同一个(ωSLPT)设置为基于设计人员的希望确定的所希望的响应。具体来说，在第一补偿过滤器S101A内，第一目标滑动转速校正值ωSLPTC1根据下列表达式(1)来计算。
ωSLPTC1＝GR(s)×ωSLPT(1)其中GR(s)是被设置为适合于基于设计人员的希望确定的所希望的响应的传递函数，ωSLPT表示通过目标滑动转速ωSLPT计算部分S100计算的目标滑动转速。即，第一目标滑动转速校正值ωSLPTC1对应于参考模型输出。
在第二个补偿过滤器S101B内，第二目标滑动转速校正值ωSLPTC2据下列表达式(2)来计算。
ωSLPTC2＝GM(s)×ωSLPT(2)其中GM(s)对应于前馈(FF)补偿器，该补偿器由公式GM(s)＝GR(S)/P(S)定义，其中GR(S)是以前讨论的参考模型，P(s)是通过对充当受控系统的锁定离合器滑动旋转部分建模获得的传递函数。
滑动转速偏差ωSLPER计算部分S102用算术方法计算第一目标滑动转速校正值ωSLPTC1和实际滑动转速ωSLPR之间的滑动转速错误偏差(即，滑动转速偏差)ωSLPER。
滑动转速命令值ωSLPC计算部分S104包括反馈(FB)补偿器，该补偿器用于抑制或降低以前记录的滑动转速偏差ωSLPER。在所显示的实施例的系统中，滑动转速命令值ωSLPC计算部分S104的FB补偿器包括比例-积分(PI)控制器，并带有两项，其中，PI控制器的输出是比例项和积分项目的总和，每一项都具有可调整的增益。具体来说，PI控制器(FB补偿器S104)的输出，即，第一滑动转速命令值ωSLPC1用下列公式(3)表示。
ωSLPC1＝KP·ωSLPER+(KI/S)·ωSLPER(3)其中，KP表示比例增益(比例常数)，KI表示积分增益(积分常数)，s表示微分算子，ωSLPER表示通过滑动转速偏差ωSLPER计算部分S102计算的滑动转速偏差。滑动转速命令值ωSLPC计算部分S104的输出，即，作为控制输入的滑动转速命令值ωSLPC通过一个加法器用算术方法计算，该加法器将FB补偿器的输出，即，第一滑动转速命令值ωSLPC1与预先补偿器的第二补偿过滤器S101B的输出(即，第二目标滑动转速校正值ωSLPTC2)相加(参见下列公式(4))。
ωSLPC＝ωSLPC1+ωSLPTC2(4)滑动转速增益gSLPC计算部分S106基于如图4所示的预编程的ωTR-gSLPC特征图的有关涡轮转速ωTR的最新信息计算或检索滑动转速增益gSLPC。滑动转速增益gSLPC被定义为滑动转速与扭矩变换器扭矩的比率。滑动转速增益gSLPC随着各种发动机/车辆运转状况而变化，这些运转状况如驱动状态，即，扭矩(功率)从发动机转移到驱动轮的车辆的驱动状况，滑行状态，即，扭矩(功率)从驱动轮转移到发动机的车辆的滑行状况。因此，滑动转速增益gSLPC随着涡轮转速ωTR而变化。由于上文讨论的原因，基于如图4所示的预编程的ωTR-gSLPC特征图的涡轮转速ωTR的当前值确定滑动转速增益gSLPC。
目标变换器扭矩tCNVC计算部分S105根据下列公式(5)用算术方法计算目标变换器扭矩tCNVCtCNVC＝ωSLPC/gSLPC(5)发动机输出扭矩tEH估计部分S108首先基于如图5所示的预编程的Ne-TVO-tEs特征图的发动机转速Ne和油门开度TVO确定或检索发动机扭矩tEs。然后，发动机输出扭矩tEH估计部分S108基于从图中检索到的发动机扭矩tES确定或计算发动机扭矩估计值tEH，并考虑到发动机动态特征，即，时间常数TED的一阶时滞(参见下列公式(6))。
tEH＝tES/(1+TED·s) (6)目标锁定离合器啮合容量tLU计算部分S107通过从发动机扭矩估计值tEH减去目标变换器扭矩tCNVC来用算术方法计算目标锁定离合器啮合容量tLU(参见下列公式(7))。
tLU＝tEH-tCNVC(7)锁定离合器啮合压力命令值PLUC计算部分S109确定取得目标锁定离合器啮合容量tLU的当前值所需要的锁定离合器啮合压力命令值PLUC。具体来说，锁定离合器啮合压力命令值PLUC计算部分S109基于如图6所示的预编程的tLU-PLUC特征图的目标锁定离合器啮合容量的当前值检索锁定离合器啮合压力命令值PLUC。
螺线管驱动信号SDUTY计算部分S110基于检索到的锁定离合器啮合压力命令值PLUC确定螺线管驱动信号SDUTY的所希望的螺线管驱动负载循环值D，以便使实际锁定离合器啮合压力更接近于锁定离合器啮合压力命令值PLUC。以前讨论的部分S105-S110充当驱动信号判断部分(S105-S110)，该部分基于滑动转速命令值(ωSLPC)确定驱动信号(SDUTY)。
空载时间处理部分S111对第一补偿过滤器S101A(参考模型)的输出，即，第一目标滑动转速校正值ωSLPTC1(参考模型输出)进行空载时间处理，并考虑扭矩变换器1的锁定离合器机制的滑动锁定控制系统所特有的动态特征中的空载时间，以便产生空载时间处理的输出(或空载时间补偿输出)。图3的方框图显示了本实施例的滑动锁定控制系统的基本单元，对应于图2的方框图中显示的预先补偿器的的第一和第二补偿过滤器S101A和S101B(包含FF补偿器)、空载时间处理部分S111、滑动转速偏差ωSLPER计算部分S102，滑动转速命令值ωSLPC计算部分S104(包含FB补偿器)。在图3中，r表示参考输入，而y表示输出。
现在请参看图7A-7F，该图显示了图2中的方框图表示的本实施例的滑动锁定控制系统所获得的控制操作。具体来说，图7A显示了发动机转速Ne的变化，图7B显示了主要速度(primaryspeed)，即，涡轮转速ωTR的变化，图7C显示了实际滑动转速ωSLPR、目标滑动转速ωSLPT和滑动转速命令值ωSLPC的变化。图7D显示了压差(PA-PR)的变化，图7E显示了车辆速度VSP的变化，图7F显示了油门开度TVO的变化。在时间t0(锁定操作起点)，锁定离合器2开始从脱离状态切换到啮合状态。时间t3是锁定离合器2完全啮合的时间点。在从时间t0到时间t1的时间间隔内，即，锁定离合器2从脱离状态(释放状态)切换到完全啮合状态(锁定状态)的时间段(t0-t3)的第一时间段(t0-t1)，锁定离合器施加压力PA和锁定离合器释放压力PR之间的压差(PA-PR)通过前馈控制(开环控制)而上升，以便扭矩变换器1从扭矩变换器状态切换到滑动控制状态。在当实际滑动转速降低到低于预先确定的滑动转速条件的时间点t1，ECU 5的处理器确定，锁定离合器2的操作状态已经切换到滑动锁定状态，在该状态下，在扭矩变换器输入和输出元件之间存在相对旋转。因此，在时间点t1，锁定离合器2的控制模式从前馈控制切换到反馈控制，同时，滑动转速命令值ωSLPC计算部分S104的FB补偿器的内部变量被初始化。从时间段(t0-t3)的t1(对于第二时间段(t1-t3)，压差(PA-PR)通过反馈控制来进行控制，以便使实际滑动转速ωSLPR更接近于目标滑动转速ωSLPT。在时间点t2，开始进行速度改变操作(自动变速器的换档)，即，涡轮转速ωTR趋于基本稳定。因此，在时间t2，为了使锁定离合器2完全啮合，目标滑动转速ωSLPT被调整到“0”。如上文所讨论的，从t1到t2的时间段对应于一个车辆速度范围，在该车辆速度范围，扭矩变换器1处于滑动锁定控制状态，但还没有开始自动变速器的调档。在此时间段(或在此车辆速度范围)，主要速度，即，涡轮转速ωTR处于增大的过程中。因此，不是将目标滑动转速ωSLPT调节到“0”，而是将目标滑动转速ωSLPT设置或调整到小的转速差，如10rpm，以便允许在扭矩变换器输入和输出元件之间有较小的相对旋转速度。
现在请看图10，该图显示了将对应于由图10中的空心圆表示的B输出特征的空载时间补偿输出的基本输出特征(或空载时间处理部分S111产生的空载时间处理的输出)、空载时间无补偿的输出的输出特征(或由图10中的黑色的点表示的参考模型输出，换句话说，由预先补偿器的第一补偿过滤器S101A产生的第一目标滑动转速校正值ωSLPTC1)、以及对应于A输出特征的从快速的空载时间补偿系统输出的所谓的快速的空载时间补偿输出的输出特征进行比较的结果。A输出特征在预先确定的时间段Ttransit内由虚线表示，并等于在预先确定的时间段Ttransit之后的空载时间处理的输出(由图10中的空心圆表示的B输出特征)。从如图10所示的输出特征图表可以看出，固定的空载时间是滑动控制系统的预先确定的采样时间间隔或预先确定的控制周期(如20毫秒)的两倍。也就是说，假设滑动控制系统的预先确定的控制周期是20毫秒，则固定的空载时间是40毫秒。在从前馈控制切换到反馈控制并因此滑动转速命令值ωSLPC计算部分S104的FB补偿器的内部变量被初始化的初始化点，空载时间暂时被设置为“0”，结果，空载时间处理部分S111的输出与参考模型输出相同(参见由图10中的空心圆表示的B输出特征和由黑色的点表示的参考模型输出特征的交叉点)。从由图10中的空心圆表示的B输出特征的前一半(参见在预先确定的时间段Ttransit内产生的B输出特征的一部分)可看出，在本实施例的系统中，在滑动转速命令值中不立即考虑和反映空载时间。相反，可以从如图10所示的A输出特征看出，在快速的空载时间补偿系统中，在滑动转速命令值中立即考虑和反映空载时间。也就是说，根据本实施例的系统，空载时间在一个从参考模型输出特征到A输出特征(快速的空载时间补偿系统输出特征)的预先确定的过渡时间段Ttransit内被逐渐考虑和反映在滑动转速命令值中。在所显示的实施例的系统中，从参考模型输出特征到A输出特征的过渡的预先确定的时间段Ttransit被设置为固定的空载时间的两倍。假设固定的空载时间是40毫秒，则过渡的预先确定的时间段Ttransit被设置为80毫秒。以前描述的B输出特征(由图10中的空心圆表示，其对应于空载时间处理部分S111产生的空载时间补偿输出或空载时间处理的输出)，是通过对A输出(来自快速的空载时间补偿系统的快速的空载时间补偿输出)执行四舍五入的处理所产生的。
请参看图8，该图显示了确定从前馈控制切换到反馈控制所需要的例程的流程图。图8所示的例程是作为每隔预先确定的采样时间间隔(如20毫秒)触发的时间触发的中断例程执行的。
在步骤S10进行检查，以判断实际滑动转速ωSLPR是否小于预先确定的值m0。当由不等式ωSLPR＜m0定义的第一条件满足，并因此ECU 5判断锁定离合器2处于滑动锁定状态(在该状态下，在扭矩变换器输入和输出元件之间存在相对旋转)时，例程从步骤S10进入到步骤S13。在步骤S13，反馈控制指示标志fFBCALC被设置为“1”，以便过渡到反馈控制模式。相反，在ωSLPR≥m0的情况下，例程从步骤S10进入到步骤S11。
在步骤S11进行检查，以判断车辆速度VSP是否大于预先确定的车辆速度阈值V0。当由不等式VSP＞V0定义的第二条件满足时，例程从步骤S11进入到步骤S13，以设置反馈控制指示标志fFBCALC，并强制地从前馈控制模式切换到反馈控制模式。相反，在VSP≤V0的情况下，例程从步骤S11进入到步骤S12。
当以前讨论的第一和第二条件两者都不满足时，在步骤S12，反馈控制指示标志fFBCALC和初始化指示标志fINITAL(稍后将描述)两者都被清“0”。
在步骤S13，如上文所讨论的，为了切换到反馈控制模式，反馈控制指示标志fFBCALC被设置为“1”。
请参看图9，该图显示了补偿参考模型输出(由预先补偿器的第一补偿过滤器S101A产生的第一目标滑动转速校正值ωSLPTC1)，并最后计算滑动转速命令值ωSLPT(n)所需要的例程(算术及逻辑运算)的流程图，同时逐渐考虑空载时间，以便空载时间在预先确定的时间段Ttransit(对应于固定的空载时间的两倍)内被反映在滑动转速命令值ωSLPT(n)中。
首先，在步骤S20进行检查，以判断反馈控制指示标志fFBCALC是否被置位(＝1)或重置(＝0)。当反馈控制指示标志fFBCALC被重置(即，fFBCALC＝0)时，ECU 5判断系统处于前馈控制模式，因此，在切换到反馈控制之后没有必要执行算术及逻辑运算。因此，控制例程的一个周期结束。相反，当反馈控制指示标志fFBCALC被置位(即，fFBCALC＝1)时，ECU 5判断滑动锁定控制系统的当前操作模式已经被切换到反馈控制模式。因此，在fFBCALCC＝1的情况下，例程从步骤S20进入到步骤S21。
在步骤S21进行检查，以基于初始化指示标志fINITAL判断是否需要在从前馈控制到反馈控制的切换点(在初始化点)执行初始化，包括计数值N(稍后将描述)的初始化和滑动转速命令值ωSLPC计算部分S104的FB补偿器的内部变量的初始化。当在满足由fFBCALC＝1定义的条件并因此例程从步骤S20进入到步骤S21之后初始化指示标志fINITAL保持重置(＝0)，ECU 5判断需要初始化。因此，在fFBCALC＝1并且fINITAL＝0的情况下，例程从步骤S20通过步骤S21进入步骤S22。
在步骤S22，计数器的计数值N被初始化为“0”，同时，初始化指示标志fINITAL被设置为“1”。然后，例程从步骤S22进入步骤S23。
相反，当在满足由fFBCALC＝1定义的条件并因此例程从步骤S20进入到步骤S21之后初始化指示标志fINITAL已经置位(＝1)，ECU 5判断已经进行了初始化。因此，在fFBCALC＝1并且fINITAL＝1的情况下，例程从步骤S20通过步骤S21进入步骤S23。
在步骤S23进行检查，以判断计数值N是否小于预先确定的计数值N0。当步骤S23的答案是肯定的(N＜N0)，例程从步骤S23进入步骤S24。相反，当步骤S23的答案是否定的(N≥N0)时，例程从步骤S23进入到步骤S27。预先确定的计数值N0被设置为相当于以前描述的预先确定的过渡时间段Ttransit，这是在滑动转速命令值中逐渐考虑并反映空载时间所需要的。如前面参考图10所讲述的，在所显示的实施例的系统中，预先确定的过渡时间段Ttransit被设置为固定的空载时间的两倍。
在步骤S24中，作为滑动转速命令值ωSLPT(n)(＝ωSLPC)的计算的初始阶段(在该阶段，基于对应于图10的B输出特征的预先确定的空载时间补偿输出特征，且在当前控制周期考虑并反映了当前空载时间)，ECU 5的处理器用算术方法计算参考模型输出ωCLPTC1的当前值ωSLPTC1(n)和快速的空载时间补偿参考模型输出(对应于图10中的A输出特征)ωSLPTC1(n-2)之间的差ΔωSLPT，如下所示。
ΔωSLPT＝|ωSLPTC1(n-2)-ωSLPTC1(n)|其中ωSLPTC1(n)表示在当前控制周期计算的参考模型输出值，ωSLPTC1(n-2)表示在两个周期之前计算的参考模型输出值。如前所述，固定的空载时间被设置等于预先确定的控制周期的两倍。因此，两个周期之前计算的参考模型输出值ωSLPTC1(n-2)对应于考虑并反映了固定的空载时间的参考模型输出。
在步骤S25，根据下列公式，基于通过步骤S24计算的差ΔωSLPT和当前计数值与预先确定的计数值N0(对应于预先确定的过渡时间段Ttransit)的比率N/N0，计算滑动转速命令值的当前值ωSLPT(n)。
ωSLPT(n)＝ΔωSLPT×(N/N0)+ωSLPTC1(n)从上面的公式可以看出，当计数值N达到预先确定的计数值N0(预先确定的过渡时间段Ttransit)时，当前滑动转速命令值ωSLPT(n)与两个周期之前计算的参考模型输出值ωSLPTC1(n-1)相同，因为(ωSLPT(n)＝ΔωSLPT×(N0/N0)+ωSLPTC1(n)＝ΔωSLPT+ωSLPTC1(n)＝|ωSLPTC1(n-2)-ωSLPTC1(n)|+ωSLPTC1(n)＝ωSLPTC1(n-2)(参见图10中的A和B输出特征之间的收敛点)。
在步骤S26，计数值N增加“1”，以便测量从初始化点(到反馈控制的切换点)的消逝时间。
在步骤S27，当前滑动转速命令值ωSLPT(n)被设置为两个周期之前计算的参考模型输出值ωSLPTC1(n-2)(对应于其中考虑并反映了固定的空载时间的参考模型输出)。即，作为当前滑动转速命令值ωSLPT(n)，其中考虑并反映了固定的空载时间的两个周期之前计算的参考模型输出值wSLPTC1(n-2)被输出，因为预先确定的计数值N0(预先确定的过渡时间段Ttransit)已经到期。
下面将参考如图11所示的时间图详细描述快速的空载时间补偿系统的操作。
关于图11的时间图，时间t0是从前馈控制到反馈控制的切换点(初始化点)。因此，计算或从参考模型输出导出对目标滑动转速的响应，即，滑动转速命令值，并考虑实际滑动旋转命令值ωSLPR，这是在切换点t0检测的，并充当初始值。然而，根据快速的空载时间补偿系统，在从t0到t1的时间段内，滑动转速命令值保持稳定，基本上对应于固定的空载时间。因此，由于实际滑动转速ωSLPR的暂时增加，施加压力PA和释放压力PR之间的实际压差(PA-PR)在从t0到t1的时间段内临时下降，这是所不希望的。这是因为压差(PA-PR)通过前馈控制而提高，直到达到时间t0，实际上，压差(PA-PR)的变化反映在实际滑动转速中之前有一个时间延迟。因此，如图11所示，一旦滑动转速命令值在压差(PA-PR)已经临时下降之后开始降低，则压差(PA-PR)开始再次上升。在这样的情况下，由于压差(PA-PR)的重新上升，发动机过度旋转(overrev)有增大的趋势。
下面将参考如图12所示的时间图详细描述能够执行预先确定的空载时间补偿(参见图10中的B输出特征)的本实施例的滑动控制系统的操作。
关于图12的时间图，时间t0是从前馈控制到反馈控制的切换点(初始化点)。在此切换点，滑动转速命令值被初始化或设置为初始值，即，涉及实际滑动转速ωSLPR的最新的输入信息。在t0之后，根据预先确定的空载时间补偿输出特征(对应于图10的B输出特征)，逐渐在滑动转速命令值中考虑并反映空载时间，根据本实施例的系统的预先确定的空载时间补偿方法，滑动转速命令值被适当地补偿。因此，甚至在从t0到t1的时间段内，滑动转速命令值趋于适当地降低，结果，压差(PA-PR)趋于不断地适当地提高。这就防止了恰在FF到FB切换点t0之后发生的如上文所讨论的压差(PA-PR)的不希望的下降，从而有效地抑制发动机过度旋转的情况。
现在请参看图13A-13B，这些图显示了三个不同的控制系统(即，快速简单地考虑了空载时间的快速的空载时间补偿系统，实现预先确定的空载时间补偿的本实施例的滑动控制系统，以及不执行任何空载时间补偿的空载时间非补偿系统)获得的模拟结果。图13A、13B和13C分别显示了实际滑动转速ωSLPR和滑动转速命令值之间的关系、实际压差(PA-PR)和压差命令值之间的关系，以及滑动转速命令值ωSLPC计算部分S104的反馈补偿器的输出信号值的变化。在图13A-13C中，一个时间(3秒)是从前馈到反馈的切换点。
在没有考虑任何空载时间的空载时间非补偿系统的情况下，系统快速响应。然而，系统输出趋于相对于目标滑动转速ωSLPT超调(overshoot)。
在快速考虑了空载时间的快速的空载时间补偿系统的情况下，系统输出相对于目标滑动转速ωSLPT没有超调。然而，却存在系统响应稍慢的缺点。
与上文的描述相比，如图13A-13C中的实线所示，在实现预先确定的空载时间补偿的本实施例的滑动控制系统的情况下，系统输出相对于目标滑动转速ωSLPT没有超调。此外，本实施例的滑动控制系统的系统响应比快速的空载时间补偿系统的系统响应更快。这确保了在从前馈控制过渡到反馈控制之后的平稳的系统输出特征。
在从前馈控制切换到反馈滑动控制之前锁定离合器2的压差(PA-PR)适当地上升的车辆的工作条件下，本发明的发明人确保得到如图13A-13C所示的模拟结果。因此，在图13A-13C中，本实施例的滑动控制系统的预先确定的空载时间补偿方法获得的模拟结果与快速简单地考虑了空载时间的快速的空载时间补偿系统获得的模拟结果之间的差别非常小。相反，假设在前馈控制模式下锁定离合器2的压差(PA-PR)的上升的时间率相对比较大的车辆的工作条件下，本实施例的滑动控制系统的预先确定的空载时间补偿方法获得的模拟结果与快速简单地考虑了空载时间的快速的空载时间补偿系统获得的模拟结果之间的差别可能相当大。这是因为，由于锁定离合器2的压差(PA-PR)显著上升而发生的滑动转速中产生的变化的时间延迟不可忽略。
对压差(PA-PR)的变化的系统响应(实际滑动转速ωSLPR中的变化)随着压差(PA-PR)的大小成比例地变化。因此，优选情况下，根据恰在前馈到反馈切换点前面产生的压差(PA-PR)(换句话说，锁定离合器啮合压力或锁定离合器啮合容量)和/或实际滑动转速ωSLPR的减小的时间率(换句话说，锁定离合器啮合压力增大的时间率或锁定离合器啮合容量增大的时间率)设置或确定以前描述的预先确定的过渡时间段Ttransit。图15显示了空载时间的设置，以及预先确定的过渡时间段Ttransit与实际滑动转速ωSLpR减小的时间率之间的关系的示例。根据如图15所示的预先确定的空载时间设置特征(预先确定的空载时间特征)，实际滑动转速ωSLPR减小的时间率越大，预先确定的过渡时间段Ttransit越长。具体来说，如图15中的实线所示，在实际滑动转速ωSLPR减小的时间率相对小的情况下，在时间t0空载时间是“0”，并在t0到t2的时间段(t0-t2)以线性方式逐渐从“0”增大到滑动控制系统所特有的空载时间等效值L(对应于以前讨论的固定的空载时间)。当时间段(t0-t2)到期之后，空载时间被固定为空载时间等效值L。另一方面，如图15中的虚线所示，在实际滑动转速ωSLPR减小的时间率相对大的情况下，在时间t0空载时间是“0”，并在从t0到t2之后一个时间的较长的时间段以线性方式逐渐从“0”增大到空载时间等效值L(对应于以前讨论的固定的空载时间)。当该相对较长的时间段到期之后，空载时间被固定到空载时间等效值L。预先确定的过渡时间段Ttransit的如前所述的设置(或预先确定的过渡时间段Ttransit的空载时间的设置)提供了下列效果。
如上文所述，随着在前馈到反馈的切换点之前获得的实际滑动转速ωSLPR缩小的时间率增大，实际滑动转速ωSLPR与恰在前馈到反馈的切换点之后获得的目标滑动转速校正值(或滑动转速命令值)之间的偏差趋于增大。因此，如参考图15所讲述的，随着在前馈到反馈的切换点之前获得的实际滑动转速ωSLPR缩小的时间率的增大，预先确定的过渡时间段Ttransit趋于相对比较长。这就有效地抑制实际滑动转速ωSLPR和恰在前馈到反馈的切换点之后获得的目标滑动转速校正值(或滑动转速命令值)之间的偏差发生人们所不希望的增大。
从上文可以看出，在本实施例的滑动控制系统中，目标滑动转速校正值(确切地说，预先补偿器的第一补偿过滤器S101A预先补偿和产生的第一目标滑动转速校正值ωSLPTC1，即，参考模型输出)通过本实施例的预先确定的空载时间补偿方法进行适当地补偿，在目标滑动转速校正值中逐渐地考虑并反映滑动控制系统中包含的空载时间组件。空载时间补偿的或空载时间处理的输出被提供到反馈补偿器(反馈控制)。因此，不管是否存在滑动控制系统中包含的空载时间，预先补偿器下游的反馈控制输入可以通过由本实施例的系统取得的预先确定的空载时间补偿而得到适当的补偿并调整到一个合适的值。这就加强了反馈控制系统的控制稳定性，因此，超调和下冲(undershoot)发生情况的较小。
此外，根据本实施例的滑动控制系统，在前馈到反馈的切换点，预先补偿器被初始化，以便恰在切换到反馈控制之后目标滑动转速校正值被初始化为有关实际滑动转速ωSLPR的最新信息。并且空载时间被重置为“0”。在本实施例的滑动控制系统中，如图15所示，空载时间被可变地设置、调节或确定，以便空载时间在从前馈到反馈切换点的预先确定的过渡时间段Ttransit(预先确定的时间延迟)内从“0”逐渐增大到滑动控制系统所特有的预先确定的空载时间等效值L。因此，本实施例的系统进一步提供了下列效果。
根据以前描述的快速简单地考虑了一个固定空载时间的没有任何时间段(没有任何时间延迟)的快速的空载时间补偿系统，从图11可以看出，实际滑动转速ωSLPR与恰在前馈到反馈的切换点之后获得的目标滑动转速校正值(或滑动转速命令值)之间的偏差变大，从而反馈控制的变量也变大。这就导致锁定离合器啮合容量波动变大，换句话说，产生不希望的动力系冲击(power train shock)。相反，根据实现预先确定的空载时间补偿(在从前馈到反馈切换点的预先确定的过渡时间段Ttransit内，空载时间从“0”逐渐增大到滑动控制系统所特有的预先确定的空载时间等效值L)的本实施例的滑动控制系统，如图10和12所示，空载时间通过四舍五入方法取整(参见图10中的从A输出特征到B输出特征的改变，以及从表示由快速的空载时间补偿系统获得的由如图12所示的细实线表示的滑动转速命令值的特征到表示由本实施例的滑动控制系统获得的、并由图12中的粗实线表示的滑动转速命令值特征的改变)。因此，在本实施例的系统中，可以有效地防止或抑制实际滑动转速ωSLPR与恰在前馈到反馈的切换点之后获得的目标滑动转速校正值(或滑动转速命令值)之间的偏差不希望地增大，由此适当地降低反馈控制的变量。适当地降低反馈控制的变量会有效地抑制锁定离合器啮合容量的波动(换句话说，人们所不希望的动力系冲击)。
这里引用了日本专利申请No.2002-383017(2002年12月申请)的全部内容作为参考。
虽然前述的内容是实施了本发明的优选的实施例的描述，可以理解，本发明不仅限于这里显示和描述的特定的实施例，在不偏离下面的权利要求所定义的本发明的范围或精神的情况下，可以进行各种修改。
权利要求
1.一种带有扭矩变换器的自动变速器的滑动控制系统，包括锁定离合器，该锁定离合器位于所述扭矩变换器的输入和输出元件之间，并且其啮合容量是可改变的，用于调节输入和输出元件之间的实际滑动转速；以及控制单元，该控制单元对啮合容量进行反馈控制，该控制单元包括(a)目标滑动转速计算部分，该部分基于发动机和车辆运转状况估计目标滑动转速；(b)预先补偿部分，该部分预先补偿所述目标滑动转速，以便产生一个目标滑动转速校正值；(c)滑动转速偏差计算部分，该部分计算所述目标滑动转速校正值与实际滑动转速之间的滑动转速偏差；(d)反馈补偿部分，该部分基于所述滑动转速偏差对啮合容量进行反馈控制，以便使所述实际滑动转速更接近于所述目标滑动转速；以及(e)空载时间处理部分，该部分补偿所述目标滑动转速校正值，并在该目标滑动转速校正值中考虑所述滑动控制系统所特有的动态特征中的空载时间，以便向所述反馈补偿部分提供空载时间补偿输出。
2.根据权利要求1所述的滑动控制系统，其特征在于该滑动控制系统包括一个前馈控制系统，该前馈控制系统通过开环控制在自动锁定时间段的第一时间段内控制啮合容量，在该自动锁定时间段内，所述锁定离合器从释放状态切换到完全啮合状态；以及一个反馈控制系统，该反馈控制系统通过闭环控制在该自动锁定时间段的第二时间段内控制啮合容量，以及其中，在从开环控制到闭环控制的切换点，所述预先补偿部分被初始化，同时所述空载时间被重置为零，该空载时间被可变地调整，以便在从切换点开始的预先确定的过渡时间段内从零逐渐增大到该滑动控制系统所特有的预先确定的空载时间等效值。
3.根据权利要求2所述的滑动控制系统，其特征在于所述预先确定的过渡时间段是根据在所述第一时间段内由所述开环控制所控制的啮合容量的增大的时间率来确定的。
4.根据权利要求3所述的滑动控制系统，其特征在于所述预先确定的过渡时间段随着由所述开环控制所控制的啮合容量的增大的时间率的增大而延长。
5.根据权利要求2所述的滑动控制系统，其特征在于所述预先确定的过渡时间段根据在所述第一时间段内由所述开环控制所控制的啮合容量来确定。
6.根据权利要求5所述的滑动控制系统，其特征在于所述预先确定的过渡时间段随着由所述开环控制所控制的啮合容量的增大而延长。
7.一种带有扭矩变换器的自动变速器的滑动控制系统，包括锁定离合器，该锁定离合器位于所述扭矩变换器的输入和输出元件之间，其啮合容量是可改变的，用于调节输入和输出元件之间的实际滑动转速；以及控制单元，该控制单元对所述锁定离合器的啮合容量进行反馈控制，该控制单元包括(a)目标滑动转速计算部分，该部分基于发动机和车辆运转状况估计目标滑动转速；(b)预先补偿部分，该部分预先补偿目标滑动转速，以便产生一个目标滑动转速校正值；(c)滑动转速偏差计算部分，该部分计算所述目标滑动转速校正值与实际滑动转速之间的滑动转速偏差；(d)反馈补偿部分，该部分基于所述滑动转速偏差对所述锁定离合器的啮合容量进行反馈控制，以便使所述实际滑动转速更接近于所述目标滑动转速；以及(e)空载时间处理部分，该部分补偿所述目标滑动转速校正值，以便在该目标滑动转速校正值中反映该滑动控制系统所特有的动态特征中的空载时间，并向所述反馈补偿部分提供空载时间补偿输出，该空载时间是根据预先确定的空载时间特征而变化的变量。
8.根据权利要求7所述的滑动控制系统，其特征在于该滑动控制系统包括一个前馈控制系统，该前馈控制系统通过开环控制在自动锁定时间段的第一时间段控制所述啮合容量，在该自动锁定时间段内，所述锁定离合器从释放状态切换到完全啮合状态；以及一个反馈控制系统，该反馈控制系统通过闭环控制在该自动锁定时间段的第二时间段内控制该啮合容量，以及其中，在从开环控制到闭环控制的切换点，所述预先补偿部分被初始化，以便所述目标滑动转速校正值被初始化为在至反馈控制的切换点获取的实际滑动转速，同时所述空载时间被重置为零，该空载时间被可变地调整，以便在从该切换点开始的预先确定的过渡时间段内从零逐渐增大到该滑动控制系统所特有的预先确定的空载时间等效值。
9.根据权利要求8所述的滑动控制系统，其特征在于所述预先确定的过渡时间段是根据在所述第一时间段内由所述开环控制所控制的啮合容量、以及在该第一时间段内由该开环控制所控制的啮合容量的增大的时间率中的至少一个确定的。
10.根据权利要求9所述的滑动控制系统，其特征在于所述预先确定的过渡时间段随着由所述开环控制所控制的啮合容量、由该开环控制所控制的该啮合容量增大的时间率中的至少一个的增大而延长。
11.一种带有扭矩变换器的自动变速器的滑动控制系统，包括锁定离合器，该锁定离合器位于所述扭矩变换器的输入和输出元件之间，其啮合容量是可改变的，用于调节输入和输出元件之间的实际滑动转速；响应信号压力的滑动控制阀，用于改变锁定离合器施加压力和锁定离合器释放压力之间的压差；锁定螺线管阀，其响应驱动信号生成信号压力，用于通过所述滑动控制阀改变所述压差；以及控制单元，该控制单元通过向所述锁定螺线管阀输出所述驱动信号来对锁定离合器的啮合容量进行反馈控制，该控制单元包括(a)目标滑动转速计算部分，该部分基于发动机和车辆运转状况估计目标滑动转速；(b)预先补偿部分，该部分包括(i)第一补偿过滤器，用于预先补偿所述目标滑动转速，以便产生对应于从表达式ωSLPTC1＝GR(s)×ωSLPT输出的参考模型的第一目标滑动转速校正值，其中，ωSLPTC1是第一目标滑动转速校正值，GR(s)是作为适合于根据设计人员的愿望确定的所希望响应的传递函数而设置的参考模型，ωSLPT是所述目标滑动转速；以及(ii)第二补偿过滤器，用于预先补偿该目标滑动转速，以便根据公式ωSLPTC2＝GM(s)×ωSLPT产生第二目标滑动转速校正值，其中GM(s)对应于前馈补偿器，该补偿器由公式GM(s)＝GR(s)/P(s)定义，其中GR(s)是参考模型，P(s)是通过对充当受控系统的锁定离合器滑动旋转部分建模而获得的传递函数；(c)滑动转速偏差计算部分，该部分计算所述目标滑动转速校正值和实际滑动转速之间的滑动转速偏差；(d)反馈补偿部分，该部分基于所述滑动转速偏差对所述锁定离合器的啮合容量进行反馈控制，以便使所述实际滑动转速更接近于所述目标滑动转速，该反馈补偿部分包括一个反馈补偿器，该补偿器产生一个适合于降低所述滑动转速偏差的第一滑动转速命令值；一个加法器，该加法器通过将该第一滑动转速命令值与所述第二目标滑动转速校正值相加产生一个滑动转速命令值；(e)空载时间处理部分，该部分补偿所述第一目标滑动转速校正值，以便在该第一目标滑动转速校正值中反映该滑动控制系统所特有的动态特征中的空载时间，以及向所述反馈补偿器提供空载时间补偿输出，该空载时间是根据预先确定的空载时间特征而变化的变量；以及(f)驱动信号判断部分，该部分基于所述滑动转速命令值判断所述驱动信号。
12.根据权利要求11所述的滑动控制系统，其特征在于所述反馈补偿器包括一个比例-积分控制器，该比例-积分控制器是由公式ωSLPC1＝KP·ωSLPER+(KI/s)·ωSLPER定义的，其中，KP是比例增益，KI是积分增益，s是微分算子，ωSLPER是滑动转速偏差。
13.根据权利要求12所述的滑动控制系统，其特征在于该滑动控制系统通过开环控制在自动锁定时间段的第一时间段内控制啮合容量，并通过闭环控制在该自动锁定时间段的第二时间段内控制该啮合容量，在该自动锁定时间段内，所述锁定离合器从释放状态切换到完全啮合状态，以及其中，在从开环控制到闭环控制的切换点，所述第一补偿过滤器被初始化，以便所述第一目标滑动转速校正值被初始化为在至反馈控制的该切换点获取的实际滑动转速，同时所述空载时间被重置为零，该空载时间被可变地调整，以便在从该切换点开始的预先确定的过渡时间段内从零逐渐增大到该滑动控制系统所特有的预先确定的空载时间等效值。
14.根据权利要求13所述的滑动控制系统，其特征在于所述预先确定的过渡时间段是根据在所述第一时间段内由所述开环控制所控制的啮合容量、以及在该第一时间段内由该开环控制所控制的啮合容量的增大的时间率中的至少一个来确定的。
15.根据权利要求14所述的滑动控制系统，其特征在于所述预先确定的过渡时间段随着由所述开环控制所控制的啮合容量、由该开环控制所控制的啮合容量增大的时间率中的至少一个的增大而延长。
16.根据权利要求13所述的滑动控制系统，其特征在于所述预先确定的过渡时间段是根据在所述第一时间段内由所述开环控制所产生的压差、以及在该第一时间段内由该开环控制所控制的压差增大的时间率中的至少一个来确定的。
17.根据权利要求16所述的滑动控制系统，其特征在于所述预先确定的过渡时间段随着由所述开环控制所产生的压差、由该开环控制所产生的压差增大的时间率中的至少一个的增大而延长。
18.一种用于控制使用了锁定离合器自动变速器的锁定扭矩变换器的输入和输出元件之间的相对旋转速度的方法，该锁定离合器位于输入和输出元件之间，其啮合容量是可改变的，用于调节输入和输出元件之间的实际滑动转速，该方法包括基于发动机和车辆运转状况估计目标滑动转速；预先补偿该目标滑动转速，以便产生一个目标滑动转速校正值；计算该目标滑动转速校正值和该实际滑动转速之间的滑动转速偏差；通过开环控制在自动锁定时间段的第一时间段内对啮合容量进行反馈控制，在该自动锁定时间段内，所述锁定离合器从释放状态切换到完全啮合状态；在该自动锁定时间段的第二时间段内，基于所述滑动转速偏差对所述锁定离合器的啮合容量进行反馈控制，以便使所述实际滑动转速更接近于所述目标滑动转速；以及补偿该目标滑动转速校正值，以便在该目标滑动转速校正值中反映该滑动控制系统所特有的动态特征中的空载时间，该空载时间是根据预先确定的空载时间特征而变化的变量，以便在从前馈控制到反馈控制的切换点，该空载时间被重置为零，且该空载时间被可变地调整，以便在从该切换点开始的预先确定的过渡时间段内从零逐渐增大到该滑动控制系统所特有的预先确定的空载时间等效值。
19.根据权利要求18所述的方法，其特征在于所述预先确定的过渡时间段随着由所述开环控制所控制的啮合容量、由该开环控制所控制的啮合容量增大的时间率中的至少一个的增大而延长。
全文摘要
一种锁定扭矩变换器的滑动控制系统，包括预先补偿器，该预先补偿器预先补偿目标滑动转速，以产生一个目标滑动转速校正值。提供了一种反馈补偿器，基于目标滑动转速校正值和实际滑动转速之间的偏差对锁定离合器的啮合容量进行反馈控制，以便使实际滑动转速更接近于目标滑动转速。还提供了一种空载时间处理部分，该部分补偿目标滑动转速校正值，以在该目标滑动转速校正值中反映该滑动控制系统所特有的动态特征空载时间。空载时间补偿输出被馈送到反馈补偿器。该空载时间是根据预先确定的空载时间特征而变化的变量。
文档编号F16H61/14GK1508460SQ200310119779
公开日2004年6月30日 申请日期2003年12月5日 优先权日2002年12月5日
发明者东又章, 濑川哲 申请人:日产自动车株式会社