专利名称：液力变矩器的锁止控制的制作方法
技术领域：
本发明涉及与车辆用液力变矩器相关的锁止离合器的啮合力的控制。
背景技术：
美国专利6066072公开与车辆用液力变矩器相关的锁止离合器的锁止控制。液力变矩器连接车辆的发动机和自动变速器，包括与发动机连接的泵叶轮，和与变速器连接的液力变矩器涡轮。借助泵叶轮和涡轮之间的液体，发动机的输出转矩被传送给变速器。锁止离合器使泵叶轮和涡轮啮合，从而直接传送转矩。
借助液体传送的转矩和借助锁止离合器传送的转矩的比值取决于施加的啮合锁止离合器的啮合力。当啮合力极小时，全部转矩通过液体传送，当啮合力极大时，全部转矩通过锁止离合器传送。
根据现有技术，当在车辆起动之后啮合锁止离合器时，啮合力首先由开环控制控制。当啮合力增大时，液力变矩器的泵叶轮和涡轮的相对转速降低。
根据现有技术，当相对转速降到预定的相对转速时，啮合力的控制从开环控制改变成反馈/前馈控制。
啮合力的反馈/前馈控制由反馈控制和前馈控制组成。在反馈/前馈控制中，根据发动机运转条件确定目标相对转速。进行啮合力的反馈控制，以便降低目标相对转速和真实相对转速之间的差异。进行啮合力的前馈控制，以便把啮合力增大到根据目标相对转速确定的前馈控制值。实现前馈控制以提高啮合力的控制响应
发明内容
在上述啮合力控制的过程中，由于外部干扰或者真实啮合力与输出给调节锁止离合器的啮合力的促动器的啮合力命令的偏差，发动机转速可能急剧下降。
为了防止发动机失速(stalling)，必须准确控制锁止离合器的啮合力。但是，当利用现有技术执行的前馈/反馈控制控制啮合力时，存在反馈控制会降低啮合力，而前馈控制仍会增大啮合力的可能性。从而，不会迅速改变啮合力，发动机转速可能进一步降低。
当发动机转速降低降到预定的发动机失速临界速度时，锁止离合器被强制脱离，以防止发动机失速。
于是根据现有技术，在锁止离合器的啮合过程中，发动机转速可能显著波动，会发生锁止离合器的突然释放。
于是，本发明的目的是抑制锁止离合器的啮合过程中，发动机转速的波动，实现锁止离合器的平稳啮合。
为了实现上述目的，本发明提供一种车辆用液力变矩器的锁止离合器的锁止控制装置。液力变矩器包括与发动机连接的泵叶轮和与自动变速器连接的涡轮，并按照锁止离合器的啮合力，通过液体和锁止离合器在泵叶轮和涡轮之间传送转矩。锁止控制装置包括调节啮合力的机构，检测泵叶轮的转速的传感器，检测涡轮的转速的传感器，检测发动机的运转条件的传感器，和可编程控制器。泵叶轮的转速等于发动机转速。控制器被编程，以根据泵叶轮的转速和涡轮的转速，计算泵叶轮和涡轮的相对转速，根据发动机的运转条件，确定目标相对转速，根据目标相对转速和真实相对转速之间的差异，执行啮合力调节机构的反馈控制，以使该差异减小，结合反馈控制，根据预定的前馈控制值，沿啮合力的增大方向执行啮合力调节机构的前馈控制，根据发动机转速确定发动机是否处于预定的发动机失速防止条件，并且当发动机处于预定的发动机失速防止条件时，禁止执行前馈控制。
本发明还提供一种锁止离合器的锁止控制方法。该方法包括确定等于发动机转速的泵叶轮转速，确定涡轮的转速，检测发动机的运转条件，根据泵叶轮的转速和涡轮的转速，计算泵叶轮和涡轮的相对转速，根据发动机的运转条件，确定目标相对转速，根据目标相对转速和真实相对转速之间的差异，执行啮合力调节机构的反馈控制，以使该差异减小，结合反馈控制，根据预定的前馈控制值，沿啮合力的增大方向执行啮合力调节机构的前馈控制，根据发动机转速确定发动机是否处于预定的发动机失速防止条件，并且当发动机处于预定的发动机失速防止条件时，禁止执行前馈控制。
说明书的剩余部分中陈述了本发明的细节及其它特征和优点，并且附图中表示了这些细节及其它特征和优点。
图1是配有根据本发明的锁止离合器的车辆的传动系的示意图。
图2是根据本发明的锁止控制器的示意图。
图3是描述根据本发明的控制器的反馈/前馈功能的方框图。
图4是说明控制器执行的控制锁止离合器中的压差的例程的流程图。
图5是说明控制器执行的计算压差命令值的子例程的流程图。
图6是说明控制器执行的计算油门开度变化量ΔTVO的子例程的流程图。
图7说明控制器保存的相对旋转增益gSLPC图的特性曲线。
图8说明控制器保存的发动机输出转矩tES图的特性曲线。
图9说明控制器保存的目标锁止离合器张紧能力tLUC图的特性曲线。
图10说明控制器保存的锁止离合器的初始压差图的特性曲线。
图11说明控制器保存的预定开环控制终止相对转速ωSLPEND图的特性曲线。
图12说明控制器保存的压差的目标增速(PA-PR)图的特性曲线。
图13说明控制器保存的预定的发动机失速防止速度NENST1和预定的发动机失速防止终止速度NENST2的图的特性曲线。
图14说明控制器保存的预定的发动机失速防止率ΔNENST图的特性曲线。
图15说明控制器保存的反馈增益增大系数KN的图的特性曲线。
图16说明控制器保存的预定涡轮速度ωTRO的图的特性曲线。
图17A-17F是描述控制器的锁止控制的结果的时间图。
图18A-18F是说明控制器的锁止控制的另一结果的时间图。
具体实施例方式
参见图1，车辆用多缸发动器21通过液力变矩器(torque converter)1与自动变速器23连接，自动变速器23的输出转矩通过差速器(differential)24被传送给驱动轮25。自动变速器23由可连续变化的变速器组成。
液力变矩器1配有由发动机21驱动的泵叶轮(pump impeller)1a，与自动变速器23的输入轴连接的涡轮(turbine runner)1b，以及直接连接泵叶轮1a和涡轮1b的锁止离合器(lockup clutch)2。
锁止离合器2的啮合力由施压PA和释压PR之间的压差(PA-PR)确定。
当施压PA小于释压PR时，锁止离合器2将处于未锁止状态，泵叶轮1a和涡轮1b将按照介于其间的液体的转矩传输功能旋转。
当施压PA大于释压PR时，锁止离合器2由取决于压差(PA-PR)的啮合力啮合。
当压差(PA-PR)较小时，泵叶轮1a和涡轮1b在进行相对旋转的同时，按照压差(PA-PR)传送转矩。
当压差(PA-PR)大于预定值时，泵叶轮1a和涡轮1b将处于无相对旋转的直接连接状态，即锁止(lockup)状态。
在不导致锁止，可进行相对旋转的状态下，液力变矩器1通过两条路径传送转矩，即借助液体传送转矩，和借助依靠锁止离合器1的机械传输传送转矩。发动机输出转矩等于总转矩。
于是，如果从发动机输出转矩减去液体传输转矩，可计算借助锁止离合器2传送的转矩。下面用锁止离合器2的转矩容量表示锁止离合器2的传输转矩。
锁止离合器2的转矩容量由包括滑动控制阀3，电磁阀4，控制器5和传动比计算单元26的控制装置控制。
参见图2，控制阀3根据从电磁阀4输入的信号压强Ps，向锁止离合器2提供施压PA和释压PR。控制阀3使施压PA和释压PR之间的压差，即锁止离合器的啮合压强按照信号压强Ps变化。
电磁阀4利用响应负载信号D的螺线管，把从油压源供给的泵压Pp调整成信号压强Ps。负载信号D从控制器5输出。
控制器5包括配有中央处理器(CPU)，只读存储器(ROM)，随机存取存储器(RAM)和输入/输出接口(I/O接口)的微计算机。控制器还可包括一个以上的微计算机。
控制器根据车辆的行驶状态是对应于变矩区，滑移区还是锁止区，控制施加于锁止离合器2的压差(PA-PR)。在滑移区的前半段中，进行压差(PA-PR)的开环控制，在滑移区的后半段中，进行压差(PA-PR)的反馈/前馈控制。控制器5通过向电磁阀4输出负载信号D，控制压差(PA-PR)。
为了产生负载信号D，分别把来自检测发动机21的油门开度(throttleopening)TVO的油门开度传感器10，检测泵叶轮1a的转速ωIR的泵叶轮旋转传感器7，检测涡轮1b的转速ωTR的涡轮旋转传感器8，检测自动变速器23的油温TATF的油温传感器11，检测车速VSP的车速传感器9的信号，以及表示传动比计算单元26的计算结果的信号输入控制器5。由于泵叶轮1a与发动机21直接连接，因此泵叶轮1a的转速ωIR也被用作发动机21的转速Ne。
传动比计算单元26根据涡轮1b的转速ωTR和车速VSP计算自动变速器23的真实传动比ip，并把其输入控制器5。传动比计算单元26包括和控制器5相同的微计算机。控制器5和传动比计算单元26也可包含相同的微计算机。
下面，参见图3，说明控制器的压差(PA-PR)的反馈/前馈控制功能。图中表示的所有方框是用于说明控制器12的功能的虚拟单元，并不是实际存在的物理实体。
目标相对转速计算单元100根据车速VSP，油门开度TVO，传动比ip和油温TATF，确定泵叶轮1a和涡轮1b的目标相对转速ωSLPT。目标相对转速ωSLPT是获得由发动机21燃烧室中的散布(scatter)引起的发动机输出的最小波动和传动系(drive train)发出的最小脉动噪声的相对转速。根据上述参数通过实验预先设置目标相对转速ωSLPT。
真实相对旋转计算单元103通过从泵叶轮1a的转速ωIR减去涡轮1b的转速ωIR，计算液力变矩器1的真实相对转速ωSLPR。这里，泵叶轮1a的转速等于发动机21的转速，涡轮1b的转速等于自动变速器23的输入转速。
预处理补偿单元101通过利用补偿滤波器处理目标相对转速ωSLPT，以致目标相对转速显示预期响应，计算目标相对转速修正值ωSLPTC1和ωSLPTC2。
预处理补偿单元101包括第一单元101A和第二单元101B。第一单元101A根据下面的等式(1)计算第一目标相对转速修正值ωSLPTC1。
ωSLPTC1＝GR(s)·ωSLPT(t)(1)其中， TC＝时间常数，s＝差分运算子。
等式(1)对应于第一阶延迟处理。
第二单元101B根据下面的等式(2)计算第二目标相对转速修正值ωSLPTC2。
ωSLPTC2＝GM(s)·ωSLPT(t)(2)其中，GM(s)=GR(s)P(s),]]>GM(s)＝前馈补偿器的传递函数，P(s)＝关于相对旋转模型的传递函数。
旋转偏差计算单元102如下计算第一目标相对转速ωSLPTC1和真实相对转速ωSLPR之间的偏差ωSLPER。
ωSLPER＝ωSLPTC1-ωSLPR(3)反馈补偿单元104根据偏差ωSLPER，利用下面的等式(4)计算第一相对转速命令值ωSLPC1，它代表比例/积分反馈控制。
ωSLPC1=GCNT(s)·ωSLPER]]>=KP·ωSLPER+KiS·ωSLPER---(4)]]>这里，GCNT(s)＝反馈补偿器的传递函数，Kp＝线性增益，Ki＝积分增益，s＝差分运算子。
另外，反馈补偿单元104通过在下面的等式(5)中把第二目标相对转速修正值ωSLPTC2加入第一相对转速命令值ωSLPC1，计算目标相对转速命令值ωSLPC。
ωSLPC＝ωSLPC1+ωSLPTC2(5)相对旋转增益计算单元106通过查阅具有图7中所示特性曲线的图，使用涡轮1b的转速ωTR计算相对旋转增益gSLPC。该图预存在控制器5的存储器(ROM)中。
目标液体传输转矩计算单元105利用下面的等式(6)，使用相对旋转增益gSLPC，计算和目标相对转速命令值ωSLPC对应的目标变换器传输转矩tCNVC。
tCNVC=ωSLPCgSLPC---(6)]]>发动机输出转矩估计单元108根据发动机转速Ne和油门开度TVO，通过查阅具有图8中所示特性曲线的图，估计发动机21的发动机输出转矩tES。该图预存在控制器5的存储器(ROM)中。
下面考虑到发动机动力学的一阶延迟，借助等式(7)利用时间常数TED对该值进行过滤处理，以便获得发动机转矩估计值tEH。
tEH=11+TED·S·tES---(7)]]>目标锁止离合器张紧能力计算单元107通过从如上所述获得的发动机转矩估计值tEH中减去等式(6)中的目标液体传输转矩tCNVC，计算目标锁止离合器张紧能力(tightening capacity)tLUC。
tLU＝tEH-tCNVC(8)
锁止离合器张紧压强命令值计算单元109通过查阅具有图9中所示特性曲线的图，计算获得目标锁止离合器张紧能力tLUC所需的锁止离合器张紧压强命令值PLUC。事先根据和锁止离合器2的张紧压强和张紧能力之间的关系有关的实验结果，绘制该图，并将其预存在控制器5的存储器(ROM)中。
螺线管驱动信号计算单元10根据锁止离合器张紧压强命令值PLUC，计算锁止负载SDUTY，并把相应的负载信号D输出给电磁阀4。
下面参考图4，说明从开环控制改变成反馈/前馈控制的例程。当发动机21正在运转时，控制器5每隔10毫秒执行一次该例程。
参见图4，在第一步骤S1中，控制器5确定车辆的行驶条件是否对应于液力变矩器2的滑移区。这里，滑移区对应于其中车速VSP在预定范围之内，同时油门开度TVO不大于预定开度TVO1的区域。
在步骤S1中，当车辆行驶条件对应于滑移区时，控制器5执行步骤S4的处理。当车辆行驶条件不对应于滑移区时，控制器5在步骤S2中确定车辆行驶条件是否对应于锁止区。
当车辆行驶条件不对应于滑移区时，它必定对应于锁止区或变矩区(converter region)。在步骤S2中，当车速VSP小于预定车速时，确定行驶条件对应于变矩区。如果车速不小于预定车速时，确定行驶条件对应于锁止区。这里预定车速被设置成5公里/小时(5km/hr)。当在步骤S2中，行驶条件不对应于锁止区时，换句话说，当行驶条件对应于变矩区时，控制器在步骤S13中释放锁止离合器2。
具体地说，控制压差(PA-PR)，以致施压PA小于释压PR。从而，发动机21的输出旋转通过液力变矩器2的液体被全部传送给自动变速器23。在步骤S13的处理之后，控制器5终止该例程。
如果在步骤S2中，行驶条件对应于锁止区，则在步骤S3中，控制器5确定锁止离合器2的锁止操作是否已完成。换句话说，控制器5确定锁止离合器2的压差(PA-PR)是否达到预定的锁止压差。由于作为控制器5输出给电磁阀4的负载信号D的结果，产生压差(PA-PR)，因此压差(PA-PR)是控制器5已知的数值。
当在步骤S3中，压差(PA-PR)达到预定的锁止压差时，锁止离合器2被锁止。这种情况下，在步骤S12中，控制器5把压差(PA-PR)保持在锁止压差。从而，发动机21的输出旋转通过处于锁止状态的锁止离合器2被传送给自动变速器23。在步骤S12的处理之后，控制器5终止该例程。
当在步骤S3中，压差(PA-PR)未达到预定锁止压差时，这意味着锁止离合器2未被锁止。这样，如同在行驶条件对应于滑移区的情况下，控制器5执行步骤S4的处理。
在步骤S4中，控制器5确定是否在紧邻执行该例程之前执行了变矩区的处理，即步骤S13的锁止离合器2的释放处理。换句话说，确定是否是自步骤S1中，车速VSP超过5km/hr以来首次执行步骤S4的处理。
如果紧邻执行该例程之前执行变矩区的处理，则在步骤S5中，控制器5通过查阅具有图10中所示特性曲线的图，根据油门开度传感器10检测的油门开度TVO，设置锁止离合器2的初始压差。该图预存在控制器5的存储器(ROM)中。
在下一步骤S6中，控制器把开环控制标志FLAG1设置为1，把前馈控制停止标志FLAG2重置为0。开环控制标志FLAG1是表示是否进行锁止离合器2的压差的开环控制的标志，其初值为0。前馈控制停止标志FLAG2是表示是否应用等式(2)中的前馈补偿器的标志。当标志FLAG2为1，意味着不应用前馈补偿器，被加入到反馈补偿单元104中的第一相对转速命令值ωSLPC1，以便计算目标相对转速命令值ωSLPC的第二目标相对转速命令值ωSLPTC2被保持为0。
在下一步骤S7中，油门开度变化量ΔTVO为重置为0，记录的最大油门开度TVO_MAX和记录的最小油门开度TVO_MIN都被设置成等于当前油门开度TVO_NOW，当前油门开度TVO_NOW是油门开度传感器10测量的油门开度TVO的最新值。后面将说明和油门开度TVO相关的这些值。
在步骤S7的处理之后，控制器执行步骤S8的处理。
另一方面，如果未紧邻执行该例程之前执行步骤S13的锁止离合器2的释放处理，则控制器5跳过步骤S5-S7，执行步骤S8的处理。
于是等接着在车辆的行驶条件变成液力变矩器2的滑移区之后只执行一次步骤S5-S7的处理。
在步骤S8中，控制器5借助下述等式(9)计算发动机转速变化率ΔNeΔNe＝Ne-Ne-100(9)这里，Ne-100＝100毫秒前测量的Ne。
从等式(9)可看出，发动机转速变化率ΔNe是前100毫秒内发动机转速的变化。
在下一步骤S9中，控制器借助图6中所示的子例程计算油门开度变化量ΔTVO。
参见图6，在第一步骤S90中，控制器5比较当前油门开度TVO_NOW和记录的最大油门开度TVO_MAX。
当TVO_NOW大于TVO_MAX时，在步骤S91中，控制器用TVO_NOW更新TVO_MAX的值。
当TVO_NOW不大于TVO_MAX时，在步骤S93中，控制器5比较当前油门开度TVO_NOW和记录的最小油门开度TVO_MIN。
当TVO_NOW小于TVO_MIN时，在步骤S94中，控制器5用TVO_NOW更新TVO_MIN的值。
当TVO_NOW不小于TVO_MAX时，或者在步骤S91或S94的处理之后，在步骤S92中，控制器5借助下述等式(10)计算油门开度变化量ΔTVO。
ΔTVO＝TVO_MAX-TVO_MIN (10)考虑到在图4的步骤S7中，TVO_MAX和TVO_MIN的值都被设置成等于TVO_NOW，油门开度变化量ΔTVO是代表在车辆的行驶条件进入液力变矩器1的滑移区之后，油门开度TVO的最大变化的数值。
重新参见图4，在步骤S9中计算油门开度变化量ΔTVO之后，控制器5执行图5中所示的子例程，以便在下一步骤S10中计算压差命令值。
参见图5，在第一步骤S50中，控制器5确定开环控制标志FLAG1是否为1。当FLAG1为1时，即当前进行压差(PA-PR)的开环控制时，控制器5执行步骤S51的处理。当FLAG1不为1时，即，当前不进行压差(PA-PR)的开环控制时，控制器5执行步骤S61的处理。
在步骤S51中，控制器5比较油门开度变化量ΔTVO和预定的油门开度。只要油门开度变化量ΔTVO不大于预定油门开度，则认为未发现由不同于压差控制的某一原因，例如发动机转矩波动引起的发动机转速变化，控制器5执行步骤S52的处理。另一方面，当ΔTVO大于预定油门开度时，则认为不仅由于压差控制，而且由于其它原因促使了发动机转速变化，控制器5执行步骤S54的处理。
在步骤S52中，确定发动机转速Ne是否小于预定的发动机失速(engine-stall)防止速度NENST1。通过查阅图13中所示的特性曲线图，根据油门开度TVO确定NENST1的值。该图预存在控制器5的存储器(ROM)中。图13中，用虚线表示自动释放锁止离合器，以便防止发动机熄火的发动机失速临界速度，该速度对应于约800转/分钟(rpm)。根据油门开度TVO，把预定的发动机失速防止速度NENST1设置成比发动机失速临界速度高100rpm-200rpm。
当在步骤S52中，发动机转速Ne小于预定的发动机失速防止速度NENST1时，确定发动机21可能失速，控制器5执行步骤S57和S58的处理，以便防止发动机21失速。
当发动机转速Ne不小于预定的发动机失速防止速度NENST1时，确定不存在发动机21失速的可能性，控制器5执行步骤S53的处理。
在步骤S53中，控制器5比较发动机转速变化率ΔNe和预定的发动机失速防止率ΔNENST。
这里，通过查阅具有图14中所示特性曲线的图，根据油门开度TVO确定预定的发动机失速防止率ΔNENST。该图也预存在控制器5的存储器(ROM)中。如图14中所示，ΔNENST被设置成负值。当发动机转速逐渐降低时，发动机转速变化率ΔNe也取负值。于是利用绝对值执行步骤S53中的比较。
当|ΔNe|不大于|ΔNENST|时，确定不存在发动机21失速的可能性，控制器5执行步骤S54的处理。
当|ΔNe|大于|ΔNENST|时，确定发动机21可能失速，控制器5执行步骤S57和S58的处理，以便防止发动机21失速。
在步骤S54中，控制器5确定是否可终止压差(PA-PR)的开环控制。通过比较液力变矩器2的真实相对转速ωSLPR和预定的开环控制终止相对转速ωSLPEND，进行该确定。通过查阅具有图11中所示特性曲线的图，根据油门开度TVO获得预定的开环控制终止相对转速ωSLPEND。该图预存在控制器5的存储器(ROM)中。
当ωSLPR不小于ωSLPEND时，确定车辆行驶条件仍在压差(PA-PR)的开环控制区中，控制器5执行步骤S55和S56的处理。
在步骤S55中，控制器5计算开环控制中压差(PA-PR)的目标增长率。通过查阅具有图12中所示特性曲线的图，根据油门开度TVO进行该计算。该图预存在控制器5的存储器(ROM)中。
在下一步骤S56中，控制器把通过将目标增长率加入当前压差(PA-PR)中得到的值设置成目标压差PLUC，并把和目标压差PLUC对应的负载信号D输出给电磁阀4。在步骤S56的处理之后，控制器5终止该例程。
另一方面，当ωSLPR小于ωSLPEND时，确定车辆行驶条件已变到反馈/前馈控制区，控制器5在步骤S59中初始化反馈控制增益Kp和Ki。这些增益的值被初始化成考虑到控制稳定性确定的预设值。在初始化反馈控制增益Kp和Ki之后，控制器执行步骤S60的处理。
当在步骤S52或S53中确定发动机21可能失速时，控制器5执行步骤S57和S58的处理，随后转到步骤S60的处理。
在步骤S57中，控制器5把前馈控制停止标志FLAG2设为1。通过把前馈控制停止标志FLAG2设为1，在后续步骤中实际上不执行压差(PA-PR)的前馈控制。
在下一步骤S58中，控制器5通过查阅具有图15中所示特性曲线的图，根据发动机转速变化率ΔNe确定反馈增益增大系数KN。该图预存在控制器5的存储器(ROM)中。
根据图15，当发动机转速变化率ΔNe为负值，并且变大时，换句话说，当发动机转速快速下降时，反馈增益增大系数KN取较大的数值。把反馈增益增大系数KN乘以反馈控制增益Kp和Ki。按照这种方式增大反馈控制增益Kp和Ki的效果是防止发动机转速Ne降低。步骤S57和S58是防止发动机转速降低的步骤。
在步骤S58的处理之后，控制器执行步骤S60的处理，如同在进行从开环控制到反馈/前馈控制的改变，同时不存在发动机转速显著降低的情况下那样。
在步骤S60中，控制器把开环控制标志FLAG1重置为0。
在执行步骤S60的处理之后，控制器执行步骤S67的处理。
在步骤S67中，控制器初始化反馈控制系统。
具体地说，当控制从开环控制改变成反馈/前馈控制时，控制器5利用真实相对转速ωSLPR初始化第一单元101A和第二单元101B的输出。换句话说，第一目标相对转速修正值ωSLPTC1，和第二目标相对转速修正值ωSLPTC2都被设置成等于真实相对转速ωSLPR。控制器5还把反馈补偿单元104中反馈补偿器的输出ωSLPC1初始化成0。从而，目标相对转速命令值ωSLPC被初始化成真实的相对转速ωSLPR。
在下一步骤S68中，控制器5确定前馈控制停止标志FLAG2是否为1。
当前馈控制停止标志FLAG2不为1，即为0时，在步骤S69中，控制器如上参考图3所述那样执行压差(PA-PR)的普通反馈/前馈控制。在步骤S69的处理之后，控制器终止该子例程。
当前馈控制停止标志FLAG2为1时，在步骤S70中，在第二目标相对转速修正值ωSLPTC2被置为0的情况下，控制器执行压差(PA-PR)的反馈/前馈控制。换句话说，实际上不进行前馈控制，只借助反馈控制控制压差(PA-PR)。在步骤S70的处理之后，控制器5终止该子例程。
如上所述，当压差(PA-PR)的控制从开环控制改变成反馈/前馈控制时，在开始压差(PA-PR)的反馈/前馈控制之前，执行步骤S59、S60、S67的处理，或者步骤S57、S58、S60、S67的处理。
在开始压差(PA-PR)的反馈/前馈控制之后，开环控制标志FLAG1不是1，步骤S50中的确定结果为负值。这种情况下，控制器在步骤S61中确定前馈控制停止标志FLAG2是否为1。
当前馈控制停止标志FLAG2不是1时，控制器5经达步骤S68在步骤S69中执行压差(PA-PR)的反馈/前馈控制。
当前馈控制停止标志FLAG2为1时，控制器5在步骤S62-S64中确定压差(PA-PR)的前馈控制条件是否被满足。
在步骤S62中，控制器确定发动机转速变化率ΔNe是否等于或大于0，换句话说，发动机转速变化率ΔNe是否不是负值。当ΔNe等于或大于0时，在步骤S63中，控制器5确定发动机转速Ne是否等于或大于预定的发动机失速防止终止速度NENST2。
预定的发动机失速防止终止速度NENST2由具有图13中所示特性曲线的图给出。如同预定发动机失速防止速度NENST1的情况一样，根据油门开度TVO设置预定的发动机失速防止终止速度NENST2。如图13中所示，NENST2被设置成比NENST1小预定值的值。
当发动机转速Ne等于或大于预定的发动机失速防止终止速度NENST2时，控制器5执行步骤S65和S66的处理，步骤S65和S66是在进入压差(PA-PR)的前馈控制之前的预处理。
当在步骤S62中，发动机转速变化率ΔNe是负值时，或者当在步骤S63中，发动机转速Ne小于预定的发动机失速防止终止速度NENST2时，控制器5执行步骤S64的处理。
在步骤S64中，控制器确定涡轮1b的转速ωTR是否等于或大于预定的涡轮转速ωTRO。这里，通过查阅具有图16中所示特性曲线的图，根据油门开度TVO确定预定的涡轮转速ωTRO。该图预存在控制器5的存储器(ROM)中。根据该图，随着油门开度TVO的增大，预定的涡轮转速ωTRO增大。
当在压差(PA-PR)的反馈/前馈控制中长时间防止前馈控制时，虽然避免了发动机转速的快速下降，但是会发生锁止离合器2的压差不足或者锁止计时的延迟。为了避免这种关于锁止离合器2的啮合的不利影响，当涡轮1b的转速ωTR等于或大于预定涡轮转速ωTRO时，应用步骤S64，强制开始压差(PA-PR)的前馈控制。
在步骤S64中，当涡轮1b的转速ωTR等于或大于预定涡轮转速ωTRO时，控制器5执行步骤S65和S66的处理。在步骤S64中，当涡轮1b的转速ωTR小于预定涡轮转速ωTRO时，经过步骤S68，在步骤S70中，在第二目标相对转速修正值ωSLPTC2被设置成0的情况下，控制器5执行压差(PA-PR)的反馈/前馈控制。
在步骤S65中，控制器5把前馈控制停止标志FLAG2重置为0。
在下一步骤S66中，如同步骤S59的处理中那样，控制器5把反馈控制增益Kp和Ki初始化成预设值。借助这些反馈控制增益Kp和Ki，控制器5执行上述步骤S67的处理，之后在步骤S69中执行压差(PA-PR)的普通反馈/前馈控制。
下面，参考图17A-17F，说明控制器5进行的上述锁止控制的结果。
在时间t1，通过应用开环控制，开始锁止离合器2的锁止控制，如图17F中所示。开环控制的目的是把压差(PA-PR)升高到某一程度，在该程度下，泵叶轮1a和涡轮1b的相对转速极佳地响应压差(PA-PR)，以便平稳地执行后续的压差控制。
在锁止离合器2的普通啮合中，当真实的相对转速ωSLPR达到预定的开环控制终止相对转速ωSLPEND时，压差控制从开环控制改变成反馈/前馈控制。
但是，由于发动机输出转矩的突然改变，如图17A中所示，在开环控制中，存在发动机转速Ne降到预定的发动机失速防止速度NENST1之下的可能性。这种情况下，即使相对转速ωSLPR小于预定的开环控制终止相对转速ωSLPEND，控制器5也把压差控制从开环控制改变成反馈/前馈控制。
从而，在时间t2，如图17C中所示开始压差(PA-PR)的反馈/前馈控制。但是这种情况下，由于在步骤S57中把前馈控制停止标志FLAG2设置成1，因此实际上不执行压差(PA-PR)的前馈控制，如图17B中所示。换句话说，只通过反馈过程执行压差(PA-PR)的控制，从而不会发生前馈控制和反馈控制之间的干扰。此外，通过在步骤S58中应用反馈增益增大系数KN，增大了反馈控制增益Kp和Ki。从而，迅速降低锁止离合器张紧压强命令值PLUC，只要目标相对转速ωSLPR大于真实相对转速ωSLPR。
由于这种控制的缘故，发动机转速Ne的下降被迅速阻止，在时间t3，发动机转速Ne重新开始增大。
在时间t3，当发动机转速变化率ΔNe取正值时，控制器5开始应用压差(PA-PR)的前馈控制。同时，控制器5把反馈控制增益Kp和Ki初始化成预设值，并把目标相对转速命令值ωSLPC初始化成真实相对转速ωSLPR，从而第一相对转速命令值ωSLPC1从0开始。这种安排有助于抑制涡轮1b的转速ωTR的波动。
图17A中，点划线表示通过把预定的开环控制终止相对转速ωSLPEND加入涡轮1b的目标转速ωTR，获得的发动机转速。根据现有技术的控制，在发动机转速Ne降到由点划线指定的转速之前，不会发生压差(PA-PR)从开环控制到反馈/前馈控制的改变。由于控制改变的时间被延迟，在延迟期间，发动机转速Ne可能进一步降低。但是，根据本发明，由于在步骤S52中，当发动机转速Ne降低到预定的发动机失速防止速度NENST1之下时，发生控制改变，因此和现有技术的控制相比，从开环控制到反馈/前馈控制的改变时间被提前。此外，在发动机转速停止下降之前，暂停前馈控制。
由于这种安排，能够防止发动机转速Ne降到发动机失速临界速度之下，在发动机失速临界速度下，锁止离合器被自动释放，以防止发动机失速。
在时间t3，发动机转速Ne增大，从而执行压差(PA-PR)的正常前馈/反馈控制，如图17B和17C中所示。
在时间t5，当压差(PA-PR)达到预定的锁止压差时，控制器5终止压差(PA-PR)的反馈/前馈控制，之后，压差(PA-PR)被保持在预定的锁止压差。
图18A-18F表示了由于发动机转速变化率ΔNe达到预定的发动机失速防止率ΔNENST，发生从压差(PA-PR)的开环控制到反馈/前馈控制的改变的情况。
这种情况下，虽然发动机转速Ne仍然大于预定的发动机失速防止速度NENST1，但是在步骤S53中，改变条件被满足，早于图17A-17F的情形发生改变。
2003年2月13日于日本申请的Tokugan 2003-035176的内容作为参考包含于此。
虽然上面参考本发明的一些实施例说明了本发明，不过本发明并不局限于上述实施例。在权利要求的范围内，本领域的技术人员易于想到上述实施例的修改和变化。
例如，在上述实施例中，在步骤S62中，比较发动机转速变化率ΔNe和0，以便确定发动机转速是否已重新开始增大。但是，可比较发动机转速变化率ΔNe和大于0的某一值，以便避免错误的确定。
在上面的实施例中，利用传感器检测控制所需的参数，但是本发明可应用于能够利用所要求的参数执行所要求的控制的任意锁止控制装置，和如何获得这些参数无关。
其中要求专有性或专有权的本发明的实施例如下所述
权利要求
1.一种车辆用液力变矩器(1)的锁止离合器(2)的锁止控制装置，液力变矩器(1)包括与发动机(21)连接的泵叶轮(1a)和与自动变速器(23)连接的涡轮(1b)，并按照锁止离合器(2)的啮合力，通过液体和锁止离合器(2)在泵叶轮(1a)和涡轮(1b)之间传送转矩，所述锁止控制装置包括调节啮合力的机构(3、4)；和可编程控制器(5)，所述控制器(5)被编程，以便根据泵叶轮(1a)的转速和涡轮(1b)的转速，计算泵叶轮(1a)和涡轮(1b)的真实相对转速(103)；根据发动机(21)的运转条件，确定目标相对转速(100)；根据目标相对转速和真实相对转速之间的差异，执行啮合力调节机构(3、4)的反馈控制，以使该差异减小(104、S69、S70)；结合反馈控制，根据预定的前馈控制值，沿啮合力的增大方向执行啮合力调节机构(3、4)的前馈控制(104、S69)；根据发动机转速确定发动机(21)是否处于预定的发动机失速防止条件(S52、S53、S57)；和当发动机(21)处于预定的发动机失速防止条件时，禁止执行前馈控制(S68、S70)。
2.按照权利要求1所述的锁止控制装置，其中控制器(5)还被编程为当发动机转速降到预定的发动机失速防止速度之下时，确定发动机(21)处于预定的发动机失速防止条件(S52)。
3.按照权利要求1所述的锁止控制装置，其中控制器(5)还被编程为根据发动机转速计算发动机转速下降率(S8)，并且当发动机转速下降率超过预定的发动机失速防止率时，确定发动机(21)处于预定的发动机失速防止条件(S53)。
4.按照权利要求1-3之任一所述的锁止控制装置，其中控制器(5)还被编程为确定发动机转速是否已开始增大(S62)，当发动机转速开始增大时，结束前馈控制的禁止(S65)。
5.按照权利要求4所述的锁止控制装置，其中控制器(5)还被编程为当前馈控制的禁止被结束时，把目标相对转速重置为等于真实相对转速(S67)。
6.按照权利要求1所述的锁止控制装置，其中控制器(5)还被编程为在禁止前馈控制的时间内，增大应用于反馈控制的反馈控制增益(S58)。
7.按照权利要求1所述的锁止控制装置，其中控制器(5)还被编程为根据目标相对转速，计算预定的前馈控制值(101B、S69)。
8.按照权利要求1所述的锁止控制装置，其中控制器(5)还被编程为在执行反馈控制之前，执行啮合力调节机构的开环控制，以增大啮合力(S55、S56)，当真实相对转速达到预定的开环控制终止相对转速时，从开环控制改变到反馈控制(S54)。
9.按照权利要求1所述的锁止控制装置，其中该装置还包括检测等于发动机转速的泵叶轮(1a)的转速的传感器(7)，检测涡轮(1b)的转速的传感器(8)，和检测发动机(21)的运转条件的传感器(10、27)。
10.一种车辆用液力变矩器(1)的锁止离合器(2)的锁止控制方法，液力变矩器(1)包括与发动机(21)连接的泵叶轮(1a)和与自动变速器(23)连接的涡轮(1b)，并按照从啮合力调节机构(3、4)供给的锁止离合器(2)的啮合力，通过液体和锁止离合器(2)在泵叶轮(1a)和涡轮(1b)之间传送转矩，所述方法包括根据泵叶轮(1a)的转速和涡轮(1b)的转速，计算泵叶轮(1a)和涡轮(1b)的相对转速(103)；根据发动机(21)的运转条件，确定目标相对转速(100)；根据目标相对转速和真实相对转速之间的差异，执行啮合力调节机构(3、4)的反馈控制，以使该差异减小(104、S69、S70)；结合反馈控制，根据预定的前馈控制值，沿啮合力的增大方向执行啮合力调节机构(3、4)的前馈控制(104、S69)；根据发动机转速确定发动机(21)是否处于预定的发动机失速防止条件(S52、S53、S57)；和当发动机(21)处于预定的发动机失速防止条件时，禁止执行前馈控制(S68、S70)。
全文摘要
与发动机(21)连接的泵叶轮(1a)和与自动变速器(23)连接的涡轮(1b)的啮合力由控制器(5)控制。控制器(5)确定泵叶轮(1a)和涡轮(1b)的目标相对转速，并进行啮合力的反馈控制，从而降低目标相对转速和真实相对转速之间的差异。控制器(5)还沿增大方向执行啮合力的前馈控制。当发动机(21)处于预定的发动机失速防止条件时，控制器(5)禁止前馈控制，以便防止反馈控制和前馈控制之间的干扰。
文档编号F16H61/14GK1521430SQ20041000399
公开日2004年8月18日 申请日期2004年2月12日 优先权日2003年2月13日
发明者濑川哲, 安达和孝, 孝 申请人:日产自动车株式会社