用于车辆无级变速器的控制装置制造方法

用于车辆无级变速器的控制装置制造方法
【专利摘要】一种用于车辆无级变速器的控制装置，该车辆无级变速器包括：输入侧可变带轮，该输入侧可变带轮的有效直径是可变的；输出侧可变带轮，该输出侧可变带轮的有效直径是可变的；传动带，该传动带卷绕在输入侧可变带轮与输出侧可变带轮之间；以及单向阀，该单向阀基于第一压力对第二压力进行调节，其中，第一压力是施加至所述输入侧可变带轮的输入侧压力和施加至所述输出侧带轮的输出侧压力中的一者，而第二压力是输入侧压力和输出侧压力中的另一者，该控制装置包括：控制单元，该控制单元在通过单向阀调节第二压力时、基于抑制传动带的打滑所需的压力和实现目标速比所需的压力对第一压力进行控制。
【专利说明】用于车辆无级变速器的控制装置 【技术领域】
[0001]本发明涉及一种用于车辆无级变速器(带式无级变速器)的控制装置，该控制装置 对输入侧压力和输出侧压力进行控制以抑制皮带打滑和实现目标速比。
【背景技术】
[0002]日本专利申请公开N0.2010-241239 (JP2010-241239A)描述了一种用于车辆无级 变速器(下文中称作无级变速器)的控制装置。该无级变速器具有有效直径可变的一对可变 带轮。可变带轮由输入侧可变带轮(主带轮、主滑轮)和输出侧可变带轮(次带轮、次滑轮)形 成。传动带卷绕在该对可变带轮之间。主带轮中的输入侧压力(主压力)被控制，由此对实 际速比进行控制以便与目标速比相一致。此外，当实际速比变为与目标速比相一致时，主压 力和次带轮中的输出侧压力(次压力)各自被控制，由此抑制传动带的打滑。主压力是通过 用主推力除以主侧可移动滑轮压力承受面积所获得的值。相似地，次压力是通过用次推力 除以次侧可移动滑轮压力承受面积所获得的值。
[0003]通常，在带式无级变速器中，设定用于保持目标速比的推力比(=次推力/主推 力)。主压力和次压力被控制成在不发生皮带打滑的范围内实现提供目标速比的推力比。
[0004]在带式无级变速器中，为与主带轮侧压力控制相关联的装置(液压回路)的故障做 准备，可以设置故障安全阀。故障安全阀在发生故障的情况下中断用于将主压力供给至主 侧缸中的路径，并且连通用于将次压力供给至主侧缸中的路径。存在下述情况:在故障安全 阀的操作期间(故障安全操作期间)主压力与次压力被设定成彼此相等。在该构型中，当推 力比被设定成保持最低速速比(最大速比Ymax、最低齿轮比)时，相对于次压力的主压力可 能会是过大的。此外，这种故障安全阀可以在除了故障安全操作期间的另一控制期间而被 操作。在以此方式共用故障安全阀的情况下，当在保持目标速比(例如，最低速速比)的同时 通过另一控制操作故障安全阀时，可能会难以实现目标速比。

【发明内容】

[0005]本发明提供了一种用于车辆无级变速器的控制装置，该控制装置在基于第一压 力、通过单向阀调节第二压力时抑制皮带打滑的发生并且实现目标速比，其中，该第一压力 是输入侧压力和输出侧压力中的一者，而第二压力是输入侧压力和输出侧压力中的另一者。
[0006]本发明的第一方面涉及一种用于车辆无级变速器的控制装置。该车辆无级变速器 包括:有效直径可变的输入侧可变带轮；有效直径可变的输出侧可变带轮；卷绕在输入侧 可变带轮与输出侧可变带轮之间的传动带；以及单向阀，该单向阀基于第一压力调节第二 压力，其中，该第一压力是施加至输入侧可变带轮的输入侧压力和施加至输出侧可变带轮 的输出侧压力中的一者，而该第二压力是输入侧压力和输出侧压力中的另一者。控制装置 包括控制单元，该控制单元在通过单向阀调节第二压力时、基于抑制传动带的打滑所需的 压力和实现目标速比所需的压力控制第一压力。[0007]根据第一方面的用于车辆无级变速器的控制装置包括单向阀，该单向阀基于第一 压力调节第二压力。因此，与输入侧可变带轮的压力与输出侧可变带轮的压力被构造成彼 此相等的情况相比较，可以获得更宽的推力比。因而，进一步拓宽了可行速比的宽度。例如， 易于实现保持最低速速比所依的推力比。此外，当通过单向阀调节第二压力时，第一压力基 于抑制传动带的打滑所需的压力和实现目标速比所需的压力而被控制。因此，抑制了传动 带的打滑的发生并且可以实现目标速比。例如，当目标速比是最低速速比时，抑制了不必要 的升挡。
【专利附图】

【附图说明】
[0008]下面将参照附图对本发明的示例性实施方式的特征、优点以及技术上和工业上的 重要性进行描述，在附图中同样的附图标记表示同样的元件，并且在附图中:
[0009]图1是示出了构成本发明的方面所应用的车辆的动力传递路径的示意性构型的 视图；
[0010]图2是示出了设置用于车辆的控制系统的相关部分的框图；
[0011]图3是示出了在液压控制回路内与用于无级变速器的换挡等的液压控制相关联 的相关部分的液压回路图；
[0012]图4是示出了单向阀压力控制特性(实线)的示例的图线；
[0013]图5是示出了电子控制单元的控制功能的相关部分的功能框图；
[0014]图6是示出了在用于无级变速器的换挡的液压控制中、在获得目标输入轴旋转速 度时使用的换挡映射的示例的视图；
[0015]图7是示出了提前在经验上获得和存储的、使用目标速比作为参数的、安全系数 的倒数与推力比之间的推力比映射的示例的视图；
[0016]图8是示出了提前在经验上获得和存储的、目标换挡速度与换挡差推力之间的差 推力映射的示例的视图；
[0017]图9是用于示出次压力的计算的图线；
[0018]图10是示出了电子控制单元的控制操作的相关部分的流程图；以及
[0019]图11是执行图10的流程图中示出的控制操作的情况下的时间图，并且是在车辆 开始行驶时建立车库模式的情况下的实施方式。
【具体实施方式】
[0020]在下文中，将参照附图对本发明的实施方式进行详细描述。
[0021]图1是示出了构成本发明的方面所应用的车辆10的动力传递路径的示意性构型 的视图。动力传递路径从发动机12延伸至驱动轮24。发动机12用作用于推进车辆10的 驱动力源。如图1中所示，例如，由发动机12所产生的动力依次地经由变矩器14、前进-后 退切换装置16、带式无级变速器(在下文中称为无级变速器或CVT)18、减速齿轮20、差动齿 轮单元22等传递至左右驱动轮24。无级变速器18用作车辆无级变速器。
[0022]变矩器14包括泵叶轮14p、涡轮轴30和涡轮叶轮14t。泵叶轮14p联接至发动机 12的曲轴13。涡轮轴30用作变矩器14的输出侧构件。涡轮叶轮14t经由涡轮轴30联接 至前进-后退切换装置16。变矩器14是经由流体传递动力的流体传动装置。此外，在泵叶轮14p与涡轮叶轮14t之间设置有锁止离合器26。当锁止离合器26完全地接合时，泵叶轮 14p与涡轮叶轮14t 一体地旋转。泵叶轮14p联接有机械油泵28。油泵28通过发动机12 而被驱动用于旋转以产生工作液压。在下面的应用中利用工作液压:对无级变速器18的换挡/变速控制；对无级变速器18的皮带夹紧压力控制；对锁止离合器26的扭矩容量控制； 改变前进-后退切换装置16的动力传递路径；以及向动力传递路径的各个不同部分供给润滑油。
[0023]前进-后退切换装置16主要包括前进离合器Cl、后退制动器BI和双小齿轮型行星齿轮组16p。变矩器14的涡轮轴30 —体地联接至恒星齿轮16s。无级变速器18的输入轴32 —体地联接至保持架16c。保持架16c与恒星齿轮16s中的任一者经由前进离合器 Cl被选择性地联接。环齿轮16i经由后退制动器BI选择性地固定至外壳34。外壳34用作非旋转构件。前进离合器Cl和后退制动器BI用作中断装置。前进离合器Cl和后退制动器BI各自是通过向对应的液压缸供给液压而摩擦地接合的液压摩擦接合装置。
[0024]当前进离合器Cl被接合而后退制动器BI被释放时，前进-后退切换装置16置于一体可旋转的状态下。在一体可旋转的状态下，涡轮轴30直接联接至输入轴32。在一体可旋转的状态下，前进-后退切换装置16形成前进动力传递路径。当形成前进动力传递路径时，前进驱动力被传递至无级变速器18。此外，当后退制动器BI被接合而前进离合器Cl被释放时，前进-后退切换装置16形成后退动力传递路径。当形成后退动力传递路径时，输入轴32沿与涡轮轴30旋转所沿方向相反的方向旋转，并且后退驱动力被传递至无级变速器18。此外，当前进离合器Cl和释放制动器BI两者都被释放时，前进-后退切换装置16 置于动力传递被切断的空挡状态(动力传递切断状态)。
[0025]发动机12由内燃机一诸如汽油机和柴油机一形成。在发动机12的进气管36 中布置有电子节气门40。电子节气门40控制发动机12的进气流量Qaik。电子节气门40通过节气门致动器38而被电控制。
[0026]无级变速器18形成为包括输入侧可变带轮(主带轮、主滑轮)42、输出侧可变带轮 (次带轮、次滑轮)46以及卷绕在输入侧可变带轮42与输出侧可变带轮46之间的传动带48。 主带轮42是安装在输入轴32上的输入侧构件，并且具有可变的有效直径。次带轮46是安装在输出轴44上的输出侧构件，并且具有可变的有效直径。主带轮42和次带轮46构成一对可变带轮42和46。通过该对可变带轮42和46与传动带48之间的摩擦来传递动力。
[0027]主带轮42包括固定旋转体(固定滑轮)42a、可移动旋转体(可移动滑轮)42b和输入侧液压缸(主液压缸)42c。固定滑轮42a是固定至输入轴32的输入侧固定旋转体。可移动滑轮42b是输入侧可移动旋转体。可移动滑轮42b相对于输入轴32围绕其轴线不是相对可旋转的。另一方面，可移动滑轮42a相对于输入轴32沿轴向方向是相对可移动的。主液压缸42c是施加输入侧推力(主推力)Win (=主压力PinX可移动滑轮42b的压力承受面积)的液压致动器。当施加主推力Win时，固定滑轮42a与可移动滑轮42b之间的V形槽宽度发生改变。此外，次带轮46包括固定旋转体(固定滑轮)46a、可移动旋转体(可移动滑轮)46b和输出侧液压缸(次液压缸)46c。固定滑轮46a是固定至输出轴44的输出侧固定旋转体。可移动滑轮46b是输出侧可移动旋转体。可移动滑轮46b相对于输出轴44围绕其轴线不是相对可旋转的。另一方面，可移动滑轮46b相对于输出轴44沿轴向方向是相对可移动的。次液压缸46c是施加输出侧推力(次推力)Wout (=次压力PoutX可移动滑轮46b的压力承受面积)的液压致动器。当施加次推力Wout时，固定滑轮46a与可移动滑轮 46b之间的V形槽宽度发生改变。
[0028]然后，通过液压控制回路100 (参见图3)独立地调节主压力Pin与次压力Pout。 通过这样做，主推力Win和次推力Wout各自被直接或间接地控制。此处,主压力Pin是施 加至主带轮42的输入侧压力。即，主压力Pin是施加至主液压缸42c中的流体室的液压。 次压力Pout是施加至次带轮46的输出侧压力。即，次压力Pout是施加至次液压缸46c中 的流体室的液压。当主推力Win和次推力Wout被各自控制时，一对可变带轮42和46的V 形槽宽度发生改变以改变传动带48的回转半径(有效直径)。当有效直径改变时，速比(齿 轮比)Y (=输入轴旋转速度Nin /输出轴旋转速度Notit)连续地改变。此外，随着速比Y的 变化，一对可变带轮42和46与传动带48之间的摩擦(皮带夹紧力)被控制以便不引起传动 带48的打滑。以此方式，当主压力Pin和次压力Pout各自被控制时，在抑制传动带48的 打滑的同时使实际速比Y变为目标速比Y*。注意:输入轴旋转速度Nin是输入轴32的旋 转速度，而输出轴旋转速度Not是输出轴44的旋转速度。此外，在本实施方式中，如从图1 所看到的，输入轴旋转速度Nin等于主带轮42的旋转速度,而输出轴旋转速度Nott等于次带 轮46的旋转速度。
[0029]例如，在无级变速器18中，当主压力Pin增加时，主带轮42的V形槽宽度变窄以 减小速比Y。即，无级变速器18升挡。此外，当主压力Pin减小时，主带轮42的V形槽宽 度拓宽以增大速比Y。即，无级变速器18降挡。因而，当主带轮42的V形槽宽度最小化 时，无级变速器18的速比Y变成最小速比Ymin (最高速速比、最高齿轮比)。此外，当主 带轮42的V形槽宽度最大化时,无级变速器18的速比Y变成最大速比Ymax (最低速速 t匕、最低齿轮比)。通过控制主压力Pin和次压力Pout，在抑制传动带48的打滑(皮带打滑) 的同时实现了目标速比Y*。即，主压力Pin和次压力Pout彼此关联。因而，仅对带轮压力 中的一者的控制并不实现目标换挡，即，抑制皮带打滑并且实现目标速比。如以上已经描述 的，主压力Pin与主推力Win成正比例。相似地，次压力Pout与次推力Wout成正比例。因 而，压力控制可以用推力控制代替。此外，压力控制与推力控制可以彼此结合。
[0030]图2是示出了设置用于车辆10的控制系统的相关部分的框图。控制系统的相关 部分包括用于控制发动机12、无级变速器18等的装置。如图2中所示，车辆10包括电子控 制单元50。该电子控制单元50包括与无级变速器18的换挡控制等相关联的车辆无级变 速器的控制装置。电子控制单元50是例如包括中央处理器(CPU)、随机存储器(RAM)、只读 存储器(ROM)、输入/输出界面等的所谓的微型计算机。CPU使用RAM的临时存储功能以根 据预先存储在ROM中的程序进行信号处理。通过这样做，CPU执行对车辆10的各种不同控 制。例如，电子控制单元50执行对发动机12的输出控制、对无级变速器18的换挡控制和 皮带夹紧力控制、对锁止离合器26的扭矩容量控制等。此外，在必要时，电子控制单元50 分别地形成为用于发动机控制的电子控制单元、用于对无级变速器18和锁止离合器26的 液压控制的电子控制单元等。
[0031]例如，电子控制单元50被供以与下面的参数或状态对应的信号:曲轴13的旋转角 度(位置)Aai ;发动机12的旋转速度(发动机旋转速度)Ne ;涡轮轴30的旋转速度(涡轮旋转 速度)Nt;无级变速器18的输入轴旋转速度Nin ;无级变速器18的输出轴旋转速度Nott ;电 子节气门40的节气门开度0 TH ;发动机12的冷却剂温度THw ;发动机12的进气流量Qaik ;力口速器操作量A。。；制动器启动Bw ;无级变速器18等的工作流体的流体温度THtm ;换挡杆74 的杆位置(操作位置)Psh ;电池温度THbat ；电池输入/输出电流(电池充电/放电电流)Ibat ； 电池电压Vbat ；以及次压力POTT。通过发动机旋转速度传感器52来检测位置Acr和发动机旋 转速度Ne。通过涡轮旋转速度传感器54来检测指示涡轮旋转速度Nt的信号。通过输入轴 旋转速度传感器56来检测指示输入轴旋转速度Nin的信号。通过输出轴旋转速度传感器 58来检测指示输出轴旋转速度Nott的信号。输出轴旋转速度Nott对应于车速V。通过节气 门传感器60来检测指示节气门开度eTH的信号。通过冷却剂温度传感器62来检测指示冷 却剂温度Tffl的信号。通过进气流量传感器64来检测指示进气流量Qaik的信号。通过加速 器操作量传感器66来检测指不加速器操作量的信号。加速器操作量是作为驾驶者 所需的加速度的量的加速器踏板的操作量。通过脚刹车开关68来检测指示制动器启动 的信号。指示制动器启动的信号是指示对作为脚刹闸的脚刹车进行操作的状态的信号。 通过CVT流体温度传感器70来检测指示流体温度THtm的信号。通过杆位置传感器72来 检测指示杆位置(操作位置)Psh的信号。通过电池传感器76来检测电池温度THbat。通过次 压力传感器78来检测指示次压力Pout的信号。次压力Pout是施加至次带轮46的液压。 注意:电子控制单元50例如基于电池温度THbat、电池充电/放电电流IBAT、电池电压Vbat等 依次地计算电池(蓄电装置)的充电状态(充电容量)S0C。此外，电子控制单元50例如基于 输出轴旋转速度Nout和输入轴旋转速度Nin依次地计算无级变速器18的实际速比Y (= Nin 丨 Nout )。
[0032]此外，从电子控制单元50输出发动机输出控制指令信号SE、液压控制指令信号Sot 等。发动机输出控制指令信号Se是用于对发动机12的输出控制的信号。液压控制指令信 号Sctt是用于与无级变速器18的换挡相关联的液压控制的信号。具体地，输出节气门信号、 喷射信号、点火正时信号等作为发动机输出控制指令信号SE。节气门信号是用于驱动节气 门致动器38以控制电子节气门40的开启/关断状态的信号。喷射信号是用于控制从燃料 喷射装置80喷射的燃料量的信号。点火正时信号是用于通过点火装置82控制发动机12 的点火正时的信号。此外，例如，将下面的信号输出至液压控制回路100作为以上液压控制 指令信号Sctt:用于驱动调节主压力Pin的第一线性电磁阀SLP的指令信号；用于驱动调节 次压力Pout的第二线性电磁阀SLS的指令信号；以及用于驱动控制管线液压匕的第三线 性电磁阀SLT的指令信号。
[0033]可以邻近驾驶者的座椅布置换挡杆74并且可以手动地操作换挡杆74。此外，换挡 杆74可以构造成被操作至依次地布置的五个杆位置“P”、“R”、“N”、“D”和“L”中的任一杆 位置。在“P”位置(范围)处，车辆10的动力传递路径被释放。S卩，在“P”位置处，车辆10 置于动力传递被切断的空挡状态下。此外，在“P”位置处，输出轴44的旋转通过机械停车 机构机械地锁定。以此方式，“P”位置是停车位置。“R”位置是使输出轴44的旋转方向颠 倒的后退行驶位置。“N”位置是车辆10置于空挡状态下的空挡位置。“D”位置是在允许无 级变速器18的换挡的换挡范围内建立自动换挡模式由此执行自动换挡控制的前进行驶位 置。“L”位置是可以施加强发动机制动的发动机制动位置。以此方式，“P”位置和“N”位置 各自是在动力传递路径置于空挡状态下且不引起车辆行驶时所选择的非行驶位置。“R”位 置、“D”位置和“L”位置各自是在允许动力传递路径的动力传动以引起车辆行驶时所选择 的行驶位置。[0034]图3是示出了在液压控制回路100内与用于无级变速器18的换挡等的液压控制相关联的相关部分的液压回路图。与液压控制相关联的相关部分包括与前进离合器Cl或后退制动器BI的接合操作一涉及换挡杆74的操作一相关联的相关部分。
[0035]如图3中所示，液压控制回路100被构造成包括:油泵28 ;离合器应用/作用控制阀102 ;手动阀104 ;主压力控制阀110 ;次压力控制阀112 ;主调节阀114 ;管线液压调制阀116 ;调制阀118 ;单向阀120 ;选择阀SC ;选择阀SL ;第一线性电磁阀SLP、第二线性电磁阀SLS、第三线性电磁阀SLT ;以及第四线性电磁阀SLU。离合器应用控制阀102对供给至前进离合器Cl和后退离合器BI的工作流体进行改变。手动阀104根据换挡杆74的操作机械地改变流体通路。通过这样做，前进离合器Cl和后退离合器BI各自选择性地被接合或释放。主压力控制阀110调节主压力Pin。次压力控制阀112调节次压力Pout。主调节阀114基于控制液压Psu (在下文描述)将管线液压调节至与发动机载荷等对应的值。管线液压的源压力是从油泵28输出的(通过油泵28产生的)工作液压。S卩，主调节阀114是卸压阀。管线液压调制阀116基于控制液压Psu (在下文描述)输出处于对应于发动机载荷等的设定压力下的输出液压LPM。输出液压LPM的源压力是管线液压1\。调制阀118输出调节至设定压力的调制液压Pm。调制液压Pm的源压力是输出液压LPM。单向阀120抑制主压力Pin流入与次带轮46相邻的流体通路中，并且允许次压力Pout流入与主带轮42相邻的流体通路中。选择阀SC是使用调制液压Pm作为源压力以输出选择液压Ps。的开-关电磁阀。选择阀SL是使用调制液压Pm作为源压力以输出选择液压Pa的开-关电磁阀。第一线性电磁阀SLP、第二线性电磁阀SLS、第三线性电磁阀SLT和第四线性电磁阀SLU分别地输出控制液压PaP、控制液压Pas、控制液压Psu和控制液压PSUI。控制液压Psu>、控制液压Pas、控制液压Psu和控制液压Psui是使用输出液压LPM作为源压力且根据由电子控制单元50供给的驱动电流而输出的液压。
[0036]离合器应用控制阀102改变了经由手动阀104向前进离合器Cl和后退制动器BI供给的工作流体的供给状态。供给状态根据选择阀SC的输出状态和选择阀SL的输出状态而改变。即，离合器应用控制阀102用作选择阀。离合器应用控制阀102具有沿轴向方向可移动的滑阀元件102a。滑阀元件102a定位在正常侧(图3中的左侧)和车库侧(故障侧，并且图3中的右侧)中的任一侧。在正常侧，供给至前进离合器Cl和后退制动器BI的工作流体具有输出液压LPM。当滑阀元件102a定位在车库侧时，供给至前进离合器Cl和后退制动器BI的工作流体具有控制液压Psm。此外，离合器应用控制阀102具有第一输入口102b、第二输入口 102c、第一输出口 102d、第三输入口 102e、第四输入口 102f和第二输出口102g。输出液压LPM被输入至第一输入口 102b。控制液压Psm被输入至第二输入口 102c。第一输出口 102d连接至手动阀104的手动输入口 104a。此外，第一输出口 102d基于滑阀元件102a的选定位置与第一输入口 102b和第二输入口 102c中的任一者流体连通。主压力Pin输入至第三输入口 102e。次压力Pout经由单向阀120输入至第四输入口 102f。第二输出口 102g连接至主带轮42。此外，第二输出口 102g基于滑阀元件102a的选定的位置而与第三输入口 102e和第四输入口 102f中的任一者流体连通。此外，离合器应用控制阀102具有弹簧102h、选择流体室102i和选择流体室102j。弹簧102h朝向正常侧推压滑阀元件102a。当选择液压Pse被供给至选择流体室102i时,朝向车库侧的推力被施加至滑阀元件102a。当选择液压Pa供给至选择流体室102j时，朝向正常侧的推力被施加至滑阀元件 102a。
[0037]例如，在该离合器应用控制阀102中，当选择阀SC的选择液压Ps。被供给至选择流体室102i时，滑阀元件102a逆着弹簧102h的推压力朝向车库侧运动。在此时，第二输入口 102c和第一输出口 102d彼此流体连通。此外，第四输入口 102f与第二输出口 102g彼此流体连通。通过这样做，经由单向阀120流动的次压力Pout被供给至主带轮42。另一方面，第四线性电磁阀SLU的控制液压Psm被供给至手动输入口 104a。即，第四线性电磁阀SLU的控制液压Psui是前进离合器Cl (或后退制动器BI)的接合液压。控制液压Psui基于供给至第四线性电磁阀SLU的激励电流的占空比而线性地改变。因而，通过改变控制液压Psui,在前进离合器Cl (或后退制动器BI)的接合过程中的接合过渡液压发生改变。在下文中，车库换挡将被描述为改变控制液压Psui的示例。车库换挡是在预定低车速期间、车辆停止期间等将换挡杆74从“N”位置操作至“D”位置或“R”位置(N至D换挡或N至R换挡)的换挡。在该车库换挡时，控制液压Pslii可以调节成使得前进离合器Cl(或后退制动器BI)平顺地接合并且接合冲击被抑制。以此方式，可以根据预定规则来调节控制液压PSUI。
[0038]另一方面，当没有从选择阀SC输出选择液压Ps。时或当选择阀SL的选择液压己^共给至选择流体室102 j时，滑阀元件102a朝向正常侧运动。在此时，第一输入口 102b与第一输出口 102d彼此流体连通。此外，第三输入口 102e与第二输出口 102g彼此流体连通。通过这样做，主压力Pin供给至主带轮42。另一方面，输出液压LPM供给至手动输入口 104a。即，输出液压LPM是前进离合器Cl (或后退制动器BI)的接合液压。输出液压LPM是基于发动机载荷等(例如输入扭矩Tin)而被调节的设定压力。因而，在完成前进离合器Cl (或后退制动器BI)的接合之后，能够稳定地保持接合的状态。例如，在前进离合器Cl (或后退制动器BI)被接合的车库换挡之后的稳定状态期间等，输出液压LPM被调节至通过将对应于控制液压Psu的液压添加至预定设定压力而获得的液压。通过这样做，前进离合器Cl (或后退制动器BI)置于完全接合的状态下。
[0039]在手动阀104中，接合液压Pa (控制液压Psm或输出液压LPM)供给至手动输入口104a。接合液压从离合器应 用控制阀102的第一输出口 102d而被输出。然后，当换挡杆74被操作至“D”位置或“L”位置时，接合液压Pa经由前进输出口 104b而被供给至前进离合器Cl。通过这样做，前进离合器Cl被接合。此外，当换挡杆74被操作至“R”位置时，接合液压Pa经由后退输出口 104c而被供给至后退制动器BI。通过这样做，后退制动器BI被接合。此外，当换挡杆74被操作至“P”位置或“N”位置时，从手动输入口 104a至前进输出口104b的流体通路和从手动输入口 104a至后退输出口 104c的流体通路两者都被关闭。此外，设置了用于从前进离合器Cl排出工作流体的流体通路和从后退制动器BI排出工作流体的流体通路中的每个流体通路的连通。通过这样做，前进离合器Cl和后退离合器BI两者都被释放。
[0040]主压力控制阀110形成为包括滑阀元件110a、弹簧110b、控制流体室110c、反馈流体室IlOd和调制流体室110e。滑阀元件IlOa沿轴向方向可移动地设置。当滑阀元件IlOa沿轴向方向运动时，主输入口 IlOi打开或关闭。当主输入口 IlOi打开时，管线液压1\经由主输出口 IlOt从主输入口 IlOi而被供给至离合器应用控制阀102的第三输入口 102e。即，管线液压匕被供给至主滑轮42作为主压力Pin。弹簧IlOb沿阀打开方向推压滑阀元件110a。弹簧IlOb容置在控制流体室IlOc中。控制液压Pap被供给至控制流体室110c。通过这样做，在阀打开方向上的推力被施加至滑阀元件110a。从主输出口 IlOt输出的管线液压被供给至反馈流体室110d。通过这样做，在阀关闭方向上的推力被施加至滑阀元件IlOa0调制液压Pm被供给至调制流体室IlOe。通过这样做，在阀关闭方向上的推力被施加至滑阀元件110a。如此构造的主压力控制阀110调节管线液压Pl作为主压力Pin。在该调节中，控制液压Pap被供给作为先导压力。通过这样做，主压力控制阀110经由离合器应用控制阀102将主压力Pin供给至在主液压缸42c中的流体室。例如，当控制液压Pap增大时，滑阀元件IlOa在图3中向上运动。通过这样做，主压力Pin增大。另一方面，当控制液压Pap减小时，滑阀元件IlOa在图3中向下运动。通过这样做，主压力Pin减小。
[0041]次压力控制阀112形成为包括滑阀元件112a、弹簧112b、控制流体室112c、调制流体室112e和反馈流体室112d。滑阀元件112a沿轴向方向以可移动的方式设置。当滑阀元件112a沿轴向方向运动时，次输入口 112i打开或关闭。当次输入口 112i打开时，管线液压经由次输出口 112t从次输入口 112i而被供给至次带轮46。即，管线液压被供给至次带轮46作为次压力Pout。弹簧112b沿阀打开方向推压滑阀元件112a。弹簧112b容置在控制流体室112c中。控制液压Pas被供给至控制流体室112c，并且在阀打开方向上的推力被供给至滑阀元件112a。从次输出口 112t输出的次压力Pout被供给至反馈流体室112d。通过这样做，在阀关闭方向上的推力被施加至滑阀元件112a。调制液压Pm被供给至调制流体室112e。通过这样做，在阀关闭方向上的推力被供给至滑阀元件112a。如此构造的次压力控制阀112调节管线液压作为次压力PQUT。在该调节中，控制液压Pas被供给作为先导压力。通过这样做，次压力控制阀112将次压力Pqut供给至次液压缸46c中的流体室。例如，当控制液压Pas增大时，滑阀元件112a在图3中向上运动。通过这样做，次压力Pott增大。另一方面，当控制液压Pas减小时，滑阀元件112a在图3中向下运动。通过这样做，次压力Pqut减小。
[0042]在如此构造的液压控制回路100中，主压力Pin和次压力Pout可以分别地供给至一对可变带轮42和46以便抑制皮带打滑并且皮带夹紧力不过大。如以上所描述的，主压力Pin通过第一线性电磁阀SLP来调节，并且次压力Pout通过第二线性电磁阀SLS来调节。此外，一对可变带轮42和46的推力比τ (=Wout / Win)基于主压力Pin与次压力Pout之间的相关性而改变。通过改变推力比τ，无级变速器18的速比Y发生变化。例如，随着推力比τ增大，速比Υ增大(B卩，无级变速器18降挡)。
[0043]单向阀120形成为包括提升阀120c和弹簧120d。提升阀120c打开或关闭单向阀输入口 120a。当单向阀输入口 120a打开时，次压力Pout经由单向阀输出口 120b从单向阀输入口 120a供给至离合器应用控制阀102的第四输入口 102f。通过这样做，次压力Pout被供给作为主压力Pin。弹簧120d沿关闭单向阀输入口 120a的方向推压提升阀120c。在如此构造的单向阀120中，将对单向阀输入口 120a的打开操作进行描述。当单向阀输入口120a通过提升阀120c而被关闭时，次压力Pout从单向阀输入口 120a而被供给至提升阀120c。当由次压力Pout所引起的推挤力(=PoutX提升阀120c的压力承受面积S12tl)超过弹簧120d的推压力F12tl时，单向阀输入口 120a与单向阀输出口 120b彼此流体连通。然后，次压力Pout经由单向阀输出口 120b供给至第四输入口 102f。即，如通过图4中的单向阀压力控制特性(实线Lc)所示，当次压力Pout超过开启压力Pk (= F120 / S12tl)时，经调节的次压力Pout’ (= Pout - Pk)被供给至第四输入口 102f作为主压力Pin。此处，经调节的次压力Pout’是次压力的超过了开启压力Pk的部分。以此方式，单向阀120基于次压力Pout将主压力Pin调节至预定压力(例如，实线Lc)。注意:在图4中，通过交替的长短虚线所指示的线LO指示在没有设置单向阀120的情况下被供给至第四输入口 102f作为主压力Pin的次压力Pout。此外,此处,单向阀120被描述成调节主压力Pin。由单向阀120所做出的调节在此处意指:根据单向阀120的机械地确定的单向阀压力控制特性、基于次压力Pout而将主压力Pin设定成预定压力(经调节的次压力Pout’)。换言之，由单向阀120所做出的调节意指:次压力Pout减小并且经调节的次压力Pout’被输出作为主压力Pin。
[0044]此处，根据本实施方式的液压控制回路100形成为包括离合器应用控制阀102。因此，供给至主带轮42的液压可以改变成主压力Pin和经由单向阀120的经调节的次压力Pout’中的任一者。因而，在没有正常输出主压力Pin的故障的情况下，可以供给选择液压Psc以朝向车库侧改变滑阀元件102a。通过这样做，能够执行用于将经调节的次压力Pout’从第二输出口 102g供给至主带轮42的故障安全操作。此处，经调节的次压力Pout’经由单向阀120从第四输入口 102f而被供给至第二输出口 102g。注意:例如，以上故障大概是控制液压Pap的异常输出、主压力控制阀110的阀卡死等。此外，特别地，可以在引起非预期的降挡发生的故障的情况下执行故障安全操作。
[0045]离合器应用控制阀102在稳定操作期间将供给至前进离合器Cl (或后退制动器BI)的接合液压改变成输出液压LPM。另一方面，离合器应用控制阀102在车库换挡期间将接合液压改变成控制液压Psm。即，离合器应用控制阀102用作车库换挡阀。此外，离合器应用控制阀102在正常操作期间将供给至主带轮42的控制液压改变成主压力Pin。另一方面，离合器应用控制阀102在故障的情况下经由单向阀120将供给至主带轮42的液压改变成次压力Pout。即，离合器应用控制阀102也用作故障安全阀。
[0046]图5是示出了电子控制单元50的控制功能的相关部分的功能框图。如在图5中所示，发动机输出控制单元130将发动机输出控制指令信号Se诸如节气门信号、喷射信号和点火正时信号输出至节气门致动器38、燃料喷射装置80或点火装置82。通过这样做，控制了发动机12的输出。例如，发动机输出控制单元130设定目标发动机扭矩T/并且使用节气门致动器38来控制电子节气门40的打开/关闭状态以便获得目标发动机扭矩T/。替代性地，发动机输出控制单元130使用燃料喷射装置80来控制燃料喷射量或使用点火装置82来控制点火正时。此处，可以设定目标发动机扭矩T/以便获得对应于加速器操作量Acc的驱动力(驱动扭矩)。
[0047]无级变速器控制单元132将主指令压力Pintgt和次指令压力Pouttgt输出至液压控制回路100。无级变速器控制单元132例如确定主指令压力Pintgt和次指令压力Pouttgt以便实现目标速比Y*的同时抑制无级变速器18的皮带打滑。具体地，无级变速器控制单元132可以确定主指令压力Pintgt和次指令压力Pouttgt以便在用最小的必需推力确保抑制皮带打滑所需的推力(所需推力)的同时获得用于实现目标速比Y*的推力比τ。所需推力是大于发生皮带打滑时的推力的推力。此外，所需推力可以是略微大于发生皮带打滑时的推力——即皮带打滑极限推力(在下文中称为打滑极限推力)——的推力。此处，主指令压力Pintgt对应于主压力Pin (或目标主压力Pin*)的指令值。此外,次指令压力Pouttgt对应于次压力Pout (或目标次压力Pout*)的指令值。
[0048]具体地，无级变速器控制单元132确定无级变速器18的换挡后目标速比Y'该换挡后目标速比Y*1是换挡后的目标速比Y。例如，无级变速器控制单元132根据图6中所示的换挡映射、基于由实际输出轴旋转速度Not和加速器操作量Acc所指示的车辆状态来设定目标输入轴旋转速度Nin*。然后，无级变速器控制单元132根据换挡映射、基于目标输入轴旋转速度Nin*计算换挡后目标速比Y*1 (=Nin* / Nout)0换挡映射是存储输出轴旋转速度Notit与目标输入轴旋转速度Nin*之间的相关性的映射，该换挡映射使用加速器操作量Acc作为参数提前获得。换挡映射对应于换挡条件。在换挡映射中，目标输入轴旋转速度Nin*设定成使得速比Y随着输出轴旋转速度Ntm减小而增大或随着加速器操作量Acc增大而增大。换挡后目标速比Y 被设定在无级变速器18的最小速比Ymin (最高速速比，最高齿轮比)与最大速比Ymax (最低速速比,最低齿轮比)之间的范围内。然后，无级变速器控制单元132确定目标速比乍为换挡期间的速比Y的过渡目标值。目标速比Y*基于换挡开始之前的速比Y、换挡后目标速比Y*1以及两者之间的差而被确定。例如，可以在经验上提前设定速比Y、换挡后目标速比Y*1与目标速比Y*之中的相关性以便实现快速且平顺的换挡。无级变速器控制单元132以经过时间作为函数地确定目标速比该目标速比Y*在换挡期间依次地发生变化。经过时间的函数可以是沿着从换挡开始就朝向换挡后目标速比Y 平顺地变化的平顺的曲线(例如，一次时滞曲线或二次时滞曲线)变化的函数。即，无级变速器控制单元132在无级变速器18的换挡期间从换挡开始就使目标速比Y*随着经过时间依次地发生变化。Y*从换挡开始之前的速比Y发生变化以接近换挡后目标速比Y*1。此外，当无级变速器控制单元132根据经过时间确定目标速比Y*时，无级变速器控制单元132根据目标速比Y*计算换挡期间的目标换挡速度。例如，当已经完成换挡且目标速比Y*处于特定的稳定状态下时，目标换挡速度变成零。此处，目标换挡速度包括主目标换挡速度(dXin / dNelmin)和次目标换挡速度(dXout / dNelmout)。
[0049]此外，无级变速器控制单元132计算无级变速器18的输入扭矩TIN。输入扭矩Tin例如被计算作为通过用发动机扭矩Te乘以变矩器14的扭矩比t (=涡轮扭矩1\ /泵扭矩Tp)所获得的扭矩(=TEX t)。此处，涡轮扭矩Tt是变矩器14的输出扭矩，并且输入扭矩Tin是变矩器14的输入扭矩。此外，无级变速器控制单元132基于进气流量Qaik和发动机旋转速度Ne计算发动机扭矩TE。发动机扭矩Te被计算作为估算的发动机扭矩1>8。发动机扭矩Te可以根据在经验上获得且提前存储的已知的相关性(映射，发动机扭矩特性图线)来计算。即，发动机扭矩Te可以使用进气流量Qaik作为参数、根据发动机旋转速度Ne与发动机扭矩1之间的已知的相关性来计算。此处，进气流量Qaik对应于发动机12的所需载荷。此夕卜，代替进气流量Qaik，可以使用节气门开度ΘΤΗ等。替代性地，通过扭矩传感器所检测的实际输出扭矩(实际发动机扭矩)Te例如可以用作发动机扭矩ΤΕ。此外，变矩器14的扭矩比t基于变矩器14的实际速比e (=涡轮旋转速度Nt /泵旋转速度Np (发动机旋转速度Ne))、通过无级变速器控制单元132来计算。涡轮旋转速度Nt是变矩器14的输出旋转速度，并且泵旋转速度Np是变矩器14的输入旋转速度。此处，扭矩比t可以根据在经验上获得且提前存储的已知的相关性(映射，变矩器14的预定操作特性图线)来计算。例如，已知的相关性是速比e、效率Π、容量系数C以及扭矩比t之中的相关性。注意:计算估算的发动机扭矩TEes以便指示实际发动机扭矩Te本身。特别地，除了估算的发动机扭矩TEes区别于实际发动机扭矩Te之外，估算的发动机扭矩TEes当作实际发动机扭矩TE。因而，估算的发动机扭矩TEes包括实际的发动机扭矩TE。[0050]例如，无级变速器控制单元132基于无级变速器18的实际速比Y和输入扭矩Tin计算打滑极限推力Wlmt。具体地，无级变速器控制单元132根据下面的数学表达式(I)计算次带轮打滑极限推力Woutlmt并且根据下面的第二数学表达式(2)计算主带轮打滑极限推力Winlmt。在下面的数学表达式(I)和下面的第二数学表达式(2)中，参数定义如下:TIN表示无级变速器18的作为主带轮42的输入扭矩的输入扭矩；TOTT表示无级变速器18的作为次带轮46的输入扭矩的输出扭矩；α表示可变带轮42和46中的每个带轮的滑轮角度；μ in表示主带轮42的预定的元件-带轮摩擦系数；μ out表示次带轮46的预定的元件-带轮摩擦系数；Rin表示根据实际速比Y唯一地计算的主带轮42的皮带回转半径Rin;以及Rout表示根据实际速比Y唯一地计算的次带轮46的皮带回转半径。注意:Tom = Y XTin=(Rout / Rin) XTin0
[0051]Woutlmt= (ToutX cos α ) / (2 X μ out X Rout) = (ΤΙΝΧ cos α ) / (2 X μ out X Rin)
(I)
[0052]Winlmt= (ΤΙΝXcos α )/(2X μ inXRin) (2)
[0053]例如，无级变速器控制单元132将次带轮打滑极限推力Woutlmt设定于目标次推力Wout*。无级变速器控制单元132基于目标次推力Wout*计算主带轮换挡控制推力Winsh。此处,主带轮换挡控制推力Winsh是换挡控制所需要的主推力Win。无级变速器控制单元132将计算的主带轮换挡控制推力Winsh设定于目标主推力Win*。此外，无级变速器控制单元132通过对主推力Win的反馈控制来校正目标主推力Win* (即，主带轮换挡控制推力Winsh)。此处，例如，主推力Win基于目标速比Y*与实际速比Y之间的速比偏差Δ Y执行反馈控制。
[0054]注意:速比偏差Λ y可以是在与速比Υ —对一对应的参数中的目标值与实际值之间的偏差。例如，代替速比偏差Λ Y，可以使用下面的偏差等:主带轮42的目标带轮位置(目标滑轮位置)Xin*与实际带轮位置(实际滑轮位置)Xin之间的偏差AXin (=Xin* — Xin);次带轮46的目标滑轮位置Xout*与实际滑轮位置Xout之间的偏差AXout(=Xout* — Xout);主带轮42的目标皮带回转半径Rin*与实际皮带回转半径Rin之间的偏差ARin (= Rin* — Rin);次带轮46的目标皮带回转半径Rout*与实际皮带回转半径Rout之间的偏差ARout (= Rout* — Rout);或目标输入轴旋转速度Nin*与实际输入轴旋转速度N1n之间的偏差ANin (= Nin* — Nin)0
[0055]此外，换挡控制所需的推力例如是实现目标换挡所需的推力。即，换挡控制所需的推力是实现目标速比Y*和目标换挡速度所需的推力。例如，换挡速度是每个单位时间速比Y的变化dY (= dy / dt)。另一方面，在本实施方式中，换挡速度限定为每个皮带元件(块)的滑轮位置位移(dX / dNelm) (dX:每单位时间可移动滑轮的轴向位移的滑轮位置变化，即，滑轮位置变化速度(=dX / dt) [mm / ms], dNelm:每单位时间与带轮进行卩齿合的元件(块)的数量[元件数量/ms])。因而，目标换挡速度通过主目标换挡速度(dXin /dNelmin)和次目标换挡速度(dXout / dNelmout)来表达。此外,在稳定状态下的推力(速比Y是恒定的)叫做平衡推力(稳定推力)Wbl。例如，主推力Win的平衡推力和次推力Wout的平衡推力分别是主平衡推力Winbl和次平衡推力Woutbl。即，主平衡推力Winbl与次平衡推力Woutbl的比是推力比τ (= Woutbl / ffinbl)0此外，当主推力Win与次推力Wout处于特定的稳定状态下时，保持了速比Y。在该稳定状态下，当某一推力添加至一对带轮42和46中的任一者的推力或从一对带轮42和46中的任一者的推力减小时,稳定状态瓦解，并且速比Y发生变化。在此时，发生与增加的推力或减小的推力对应的换挡速度(dX /dNelm)。增加的推力或减小的推力叫做换挡差推力(过渡推力)AW (例如，主换挡差推力AWin和次换挡差推力AWout)。因而，当推力中的一者被设定时，换挡控制所需的推力是另一平衡推力Wbl与换挡差推力Λ W的加和。此处，另一平衡推力Wbl是基于用于保持目标速比Y*的推力比τ的、与推力中的一者对应的目标速比Y*的实现所用的推力。此外，换挡差推力AW是用于在目标速比Y*变化时实现目标换挡速度的推力。例如，目标换挡速度包括主目标换挡速度(dXin / dNelmin)和次目标换挡速度(dXout / dNelmout)。此夕卜，在通过主带轮42实现目标换挡的情况下的换挡差推力AW——即针对主带轮转换的主换挡差推力AWin——使得在升挡状态下AWin > O、在降挡状态下AWin < O并且在速比恒定的稳定状态下AWin = O15此外，在通过次带轮46实现目标换挡的情况下的换挡差推力AW——即，针对次带轮转换的次换挡差推力AWout——使得在升挡状态下AWout < O、在降挡状态下AWout > O并且在速比恒定的稳定状态下AWout = O。
[0056]无级变速器控制单元132基于依次地计算的目标速比Y*和次安全系数SFout( =Wout / Woutlmt)的倒数SFouif1 (= Woutlmt / Wout)计算推力比Tout。可以使用目标速比Y*作为参数、根据图7中所示的次安全系数的倒数SFout—1与推力比T0ut之间的相关性(推力比映射)来计算推力比τ。此处，推力比T0ut是用于计算主带轮42的与次带轮46对应的推力的推力比。此外，图7中所示的相关性可以是提前在经验上获得和存储的相关性。然后，无级变速器控制单元132使用下面的数学表达式(3 )、基于目标次推力Wout*和推力比τ out计算主平衡推力Winbl。注意:因为输入扭矩Tin或输出扭矩Tqut在对应的带轮由另一带轮驱动时是负值，所以安全系数的倒数SFirT1或安全系数的倒数SFout—1在对应的带轮由另一带轮驱动时也是负值。此外，可以依次地计算倒数SFirT1和倒数SFout'另一方面，预定值(例如，大约I至1.5)可以设定于安全系数SFin和SFout中的每一个。
[0057]Winbl =Wout* / τ out (3)
[0058]例如，无级变速器控制单元132计算在通过主带轮42实现目标换挡的情况下的主换挡差推力AWin。主换挡差推力AWin是转换用于主带轮的差推力Al无级变速器控制单元132基于依次地计算的主目标换挡速度(dXin / dNelmin)计算主换挡差推力AWin。具体地，可以根据图8中示出的、主目标换挡速度(dXin / dNelmin)与主换挡差推力AWin之间的相关性(差推力映射)来计算主换挡差推力AWin。差推力映射可以提前在经验上获得和存储。
[0059]此外，例如，无级变速器控制单元132将主换挡差推力AWin添加至主平衡推力Winbl以计算主带轮换挡控制推力Winsh (=Winbl + AWin)。此外，无级变速器控制单元132计算用于使实际速比Y变为与目标速比Y*相一致的反馈控制量(FB控制校正量)Winfb。可以使用如数学表达式(4)中所示的、提前在经验上获得和存储的反馈控制数学表达式来计算反馈控制量Winfb。在该数学表达式(4)中，Δ y表示目标速比Y*与实际速比Y之间的速比偏差(=Y*- Y)，KP表示预定正比常数，KI表示预定积分常数以及KD表示预定微分常数。然后，例如，无级变速器控制单元132将通过用反馈控制量Winfb校正主带轮换挡控制推力Winsh所获得的值(=Winsh + Winfb)设定为目标主推力Win*。目标主推力Win*是基于速比偏差Λ Y、通过由反馈控制校正主带轮换挡控制推力Winsh所获得的值。
【权利要求】
1.一种用于车辆(10)无级变速器(18)的控制装置(50)，所述车辆(10)无级变速器(18)包括:输入侧可变带轮(42)，所述输入侧可变带轮(42)的有效直径是可变的；输出 侧可变带轮(46)，所述输出侧可变带轮(46)的有效直径是可变的；传动带(48)，所述传动 带(48)卷绕在所述输入侧可变带轮(42)与所述输出侧可变带轮(46)之间；以及单向阀 (120)，所述单向阀(120)基于第一压力调节第二压力，所述第一压力是施加至所述输入侧 可变带轮(42)的输入侧压力和施加至所述输出侧带轮(46)的输出侧压力中的一者，而所 述第二压力是所述输入侧压力和所述输出侧压力中的另一者，所述控制装置(50)包括:控制单元(132，140)，当通过所述单向阀(120)调节所述第二压力时，所述控制单元 (132，140)基于抑制所述传动带(48)的打滑所需的压力和实现目标速比所需的压力来控制 所述第一压力。
2.根据权利要求1所述的控制装置(50)，其中:抑制所述传动带(48)的打滑所需的所述压力对应于施加至所述输入侧可变带轮(42) 的输入侧所需推力和施加至所述输出侧可变带轮(46)的输出侧打滑推力；所述输入侧所需推力大于所述传动带(48)的打滑发生时的推力；所述输出侧所需推力大于所述传动带(48)的打滑发生时的推力；以及实现所述目标速比所需的所述压力对应于保持所述目标速比的输入侧推力和输出侧 推力。
3.根据权利要求2所述的控制装置(50)，其中，所述控制单元(132，140)基于所述输 入侧所需推力、所述输出侧所需推力和实现所述目标速比所需的推力比、根据所述单向阀(120)的压力控制特性来设定所述第一压力；以及所述推力比通过将施加至所述输出侧可 变带轮(46)的输出侧推力除以施加至所述输入侧可变带轮(42)的输入侧推力而获得。
4.根据权利要求3所述的控制装置(50)，其中，所述控制单元(130，132，140)基于所述 车辆无级变速器(18)的输入扭矩和实际速比来计算所述输入侧所需推力和所述输出侧所 需推力，以及，当车辆(10)从静止状态开动时，所述控制单元(130，132，140)抑制所述输入 扭矩以便获得提供保持最低速速比的推力比的所述第一压力。
5.根据权利要求3所述的控制装置(50)，其中，当车辆(10)正在以禁止切换至后退动 力传递路径的动力传递切断状态行驶时，所述控制单元(132，138，140)控制所述第一压力 以便获得下述推力比:通过该推力比保持以容许车速设定的目标速比，在该容许车速下允 许切换至所述后退动力传递路径。
6.根据权利要求3至5中的任一项所述的控制装置(50)，其中，所述输入侧所需推力 是比所述传动带(48)的打滑发生时的推力略大的输入侧打滑极限推力；以及所述输出侧 所需推力是比所述传动带(48)的打滑发生时的推力略大的输出侧打滑极限推力。
7.根据权利要求6所述的控制装置(50)，其中，所述控制单元(132，140)将所述第一压 力设定成落在下述压力范围内:在该压力范围中，获得所述输入侧所需推力、所述输出侧所 需推力和实现所述目标速比所需的推力比。
【文档编号】F16H61/02GK103597254SQ201280027726
【公开日】2014年2月19日 申请日期:2012年5月25日 优先权日:2011年6月7日
【发明者】伊良波平 申请人:丰田自动车株式会社