用于车辆的驱动系统的制作方法

文档序号:12286392
用于车辆的驱动系统的制作方法与工艺

本发明涉及一种用于车辆的驱动系统,更具体地涉及对用于车辆的驱动系统的控制,所述车辆包括彼此并行的无级变速机构和齿轮机构。



背景技术:

已有人建议一种用于车辆的驱动系统。该驱动系统包括无级变速机构、齿轮机构以及在输入轴与输出轴之间的离合器机构。从驱动力源输出的转矩被传递至输入轴。输出轴向驱动轮输出转矩。无级变速机构能够使速比无极地变化。齿轮机构具有至少一个传动比。离合器机构选择性使转矩传递路径在第一传递路径与第二传递路径之间变化。第一传递路径允许经由无级变速机构传递转矩。第二传递路径允许经由齿轮机构传递转矩。例如,参阅国际申请公布号2013/176208中所述的用于车辆的驱动系统。

国际申请公布号2013/176208描述了用于车辆的驱动系统,其中,转矩传递路径(第一传递路径)和转矩传递路径(第二传递路径)彼此并行设置。转矩传递路径(第一传递路径)包括能够使速比无极地变化的无级变速机构。转矩传递路径(第二传递路径)包括具有至少一个传动比的齿轮系(齿轮机构),所述传动比无法由无级变速机构来设定。更具体地,通过连接第一离合器机构与第三离合器机构,包括齿轮系的转矩传递路径被建立。第一离合器机构联接选自前进/后退切换机构的输入元件、输出元件以及反作用元件中的至少两个旋转元件。前进/后退切换机构由能够进行不同操作的三个旋转元件构成。第三离合器机构使齿轮系与输出轴连接或者使齿轮系与输出轴断连。替选地,通过连接第二离合器机构,包括无级变速机构的转矩传递路径被建立。第二离合器机构使无级变速机构的副轴与输出轴连接或者使副轴与输出轴断连。采用带式无级变速机构作为无级变速机构。带式无级变速机构包括初级带轮、次级带轮以及传动带。初级带轮被联接至输入轴。次级带轮被联接至输出轴。传动带被绕成跨于初级带轮与次级带轮之间。



技术实现要素:

顺便地,如国际申请公布号2013/176208所述,在通过离合器使转矩传递路径在包括无级变速机构的第一传递路径与包括齿轮机构的第二传递路径之间选择性变化的构造中,在使转矩传递路径变化的离合器机构被接合或释放时,到无级变速机构的输入转矩急剧变化。此时,无级变速机构的传动带的滑移率也随着输入转矩而显著变化。特别地,在无级变速机构的速比γ大于1的状态下,滑移率的变化增大。当传动带的滑移率的变化增大时,传动带上的负荷由于滑移率的变化而增大,这可能导致传动带的耐久性降低。

本发明提供一种用于车辆的驱动系统,所述车辆包括彼此并行的无级变速机构和齿轮机构,所述驱动系统抑制了传动带因转矩传递路径在包括所述无级变速机构的第一传递路径与包括所述齿轮机构的第二传递路径之间变化时滑移率的变化增大而降低耐久性。

本发明的第一方面提供一种用于车辆的驱动系统。所述车辆包括驱动力源、驱动轮、无级变速机构、齿轮机构和离合器机构。所述无级变速机构包括输入轴、输出轴、一对带轮以及传动带。从所述驱动力源输出的转矩被传递至所述输入轴。所述输出轴被构造成向所述驱动轮输出转矩。所述传动带被布置于所述输入轴与所述输出轴之间。所述传动带被绕成跨在所述一对带轮之间。齿轮机构具有至少一个传动比。所述离合器机构被构造成使转矩传递路径在第一路径与第二路径之间选择性地变化。所述第一传递路径是经由所述无级变速机构传递转矩的路径。所述第二传递路径是经由所述齿轮机构传递转矩的路径。所述驱动系统包括至少一个电子控制单元。所述至少一个电子控制单元被构造成:i)基于所述车辆的行驶状态,使所述转矩传递路径在所述第一路径与所述第二路径之间选择性地变化,以及ii)当通过操作所述离合器机构使所述转矩传递路径在所述第一路径与所述第二路径之间变化时,并且当相对于被输入到所述无级变速机构的输入转矩的变化的、所述传动带的滑移率变化速率超过预定基准值时,控制所述输入转矩使得所述输入转矩的变化速率被限制到低于或等于预定上限变化速率的值。

利用这种构造,在相对于所述输入转矩的变化的、所述传动带的滑移率的变化速率超过预定基准值的区域内,通过限制输入转矩的变化速率,抑制滑移率的急剧变化。由于抑制了滑移率的急剧变化,所述传动带上的负荷也受到抑制,因此能够抑制所述传动带的耐久性下降。

本发明的第二方面提供一种用于车辆的驱动系统。所述车辆包括驱动力源、驱动轮、无级变速机构、齿轮机构以及离合器机构。所述无级变速机构包括输入轴、输出轴、一对带轮以及传动带。从所述驱动力源输出的转矩被传递至所述输入轴。所述输出轴被构造成向所述驱动轮输出转矩。所述传动带被布置在所述输入轴与所述输出轴之间。所述传动带被绕成跨在所述一对带轮之间。齿轮机构具有至少一个传动比。所述离合器机构被构造成使转矩传递路径在第一路径与第二路径之间选择性地变化。所述第一传递路径是经由所述无级变速机构传递转矩的路径。所述第二传递路径是经由所述齿轮机构传递转矩的路径。所述驱动系统包括至少一个电子控制单元。所述至少一个电子控制单元被构造成:i)基于所述车辆的行驶状态,使所述转矩传递路径在所述第一路径与所述第二路径之间选择性地变化,以及ii)当通过操作所述离合器机构使所述转矩传递路径在所述第一路径与所述第二路径之间变化时,a)计算所述传动带的实际滑移率的变化速率,并且b)当算出的实际滑移率的变化速率高于预先设定的预定阈值时,控制输入到所述无级变速机构的输入转矩使得所述输入转矩的变化速率被限制到低于或等于预定上限变化速率的值。

利用这种构造,当实际滑移率的变化速率高于预先设定的预定阈值时,通过限制输入到所述无级变速机构的输入转矩的变化速率,抑制滑移率的急剧变化。由于抑制了滑移率的急剧变化,所述传动带上的负荷也受到抑制,因此能够抑制所述传动带的耐久性下降。

上述方面可以如下构造。所述离合器机构包括第一离合器和第二离合器。所述第一离合器是液压离合器,并且当所述第一离合器被接合时,所述第一路径被建立。所述第二离合器是液压离合器,并且当所述第二离合器被接合时,所述第二路径被建立。所述电子控制单元被构造成:通过控制用于使所述第一离合器以及第二离合器的接合/释放状态变化的离合器液压力,将输入到所述无级变速机构的输入转矩的变化速率限制到低于或等于预定上限变化速率的值。

上述方面可以如下构造。所述电子控制单元被构造成:通过控制所述驱动力源的输出,将输入到所述无级变速机构的输入转矩的变化速率限制到低于或等于预定上限变化速率的值。

在根据上述方面所述的用于车辆的驱动系统中,所述传动带包括无端圆环以及由该环支承并且沿该环连续设置的多个元件。由于所述多个元件由所述传动带的所述环来支承并且沿所述环堆叠,因此滑移率的变化速率的增加使所述多个堆叠的元件中的任意相邻的两个彼此靠近时所产生的冲击转矩(冲量)增大。因此,由于任意相邻元件之间在元件彼此靠近时发生碰撞所致的磨损量升高。反之,由于输入转矩的变化速率存在预定上限值,作为冲击转矩(冲量)减小的结果,任意相邻元件之间的磨损量减小,从而抑制了所述传动带的耐久性的下降。

附图说明

在下文中,将参考附图,描述本发明的示例性实施例的特征、优点和技术及工业重要性,其中,相同的参考标记表示相同的元件,并且其中:

图1是图示出根据本发明的实施例的用于车辆的驱动系统的示意性构造的梗概图;

图2是构成图1中所示的用于车辆的驱动系统的无级变速机构的传动带的放大图;

图3是用于图1中所示的驱动系统的每个驱动模式的接合元件的接合图;

图4是图示出提供在图1中所示的驱动系统控制中用来控制发动机、无级变速机构等的电子控制单元的输入/输出线路并且图示出通过该电子控制单元实施的控制功能的相关部分的功能性框图;

图5是示出图1中所示的驱动系统的无级变速机构中的输入转矩与滑移率之间的相关性的线图;

图6是上限变化速率的相关映射,其由无级变速机构的输入转矩的变化速率和速比组成;

图7是用于图示出图1中所示的电子控制单元的控制操作的相关部分的流程图,即用于在驱动模式从带驱动模式变化成齿轮驱动模式或者从齿轮驱动模式变化成带驱动模式时抑制驱动模式变化期间发生的带磨损的控制操作;

图8是图示出控制根据本发明的另一实施例的驱动系统的电子控制单元的控制操作的相关部分的功能性框图;

图9是上限变化速率的相关映射,其由滑移比的变化速率组成;

图10是用于图示出图8中所示的电子控制单元的控制操作的相关部分的流程图,即用于在驱动模式从带驱动模式变化成齿轮驱动模式或者从齿轮驱动模式变化成带驱动模式时抑制驱动模式变化期间发生的带磨损的控制操作;以及

图11是示出摩擦系数的温度特性的线图。

具体实施方式

下文将参照附图来详细地描述本发明的实施例。在以下实施例中,酌情修改或简化附图,并未始终准确描绘出每个部分的比例、形状等。

图1是图示出根据本发明的实施例的用于车辆的驱动系统12(下文简称驱动系统12)的示意性构造的梗概图。例如,驱动系统12包括发动机14、变矩器16、前进/后退切换设备18、带式无级变速机构20(下文简称无级变速机构20)、齿轮机构22、输出轴25以及差动齿轮64。使用发动机14作为用于推进车辆的驱动力源。变矩器16用作流体传动设备。输出轴25具有能够向驱动轮70传递动力的输出齿轮24。在驱动系统12中,无级变速机构20与齿轮机构22被并行设置于涡轮轴26与输出轴25之间。因此,提供第一传递路径以及第二传递路径。第一传递路径以及第二传递路径被构造成基于车辆的行驶状态而选择性地变化。在第一传递路径中,从发动机14输出的转矩经由变矩器16而被传递至涡轮轴26,并且该转矩从涡轮轴26经由无级变速机构20而被转递至输出轴25。在第二传递路径中,从发动机14输出的转矩经由变矩器16而被传递至涡轮轴26,并且该转矩从涡轮轴26经由齿轮机构22而被转递至输出轴25。涡轮轴26与根据本发明输入轴对应。

发动机14充当驱动力源。例如,发动机14是内燃机,诸如汽油发动机以及柴油发动机。变矩器16包括泵叶轮16p以及涡轮叶轮16t,并且被构造成经由流体传递动力。泵叶轮16p被联接至发动机14的曲轴。涡轮叶轮16t经由与变矩器16的输出侧构件对应的涡轮轴26而被联接至前进/后退切换设备18。锁止离合器28被设置于泵叶轮16p与涡轮叶轮16t之间。当锁止离合器28完全接合时,泵叶轮16p与涡轮叶轮16t一体旋转。

前进/后退切换设备18主要由前进用离合器Ca、后退用制动器B以及双小齿轮型行星齿轮系30构成。轮架30c被一体联接至变矩器16的涡轮轴26以及无级变速机构20的输入轴32。齿圈30r经由后退用制动器B而被选择性联接至外壳34。外壳34用作非旋转构件。太阳齿轮30s被连接至小径齿轮36。太阳齿轮30s和轮架30c经由前进用离合器Ca而被选择性彼此联接。前进用离合器Ca和后退用制动器B中的每一个都对应于断连设备,并且是通过液压致动器来摩擦接合的液压式摩擦接合设备。

行星齿轮系30的太阳齿轮30s被联接至构成齿轮机构22的小径齿轮36。齿轮机构22包括小径齿轮36以及大径齿轮40。大径齿轮40被设置于第一副轴38上以便相对地不可旋转。空转齿轮42被设置成围绕与第一副轴38相同的旋转轴线以便相对于第一副轴38相对地可旋转。齿式离合器D被设置于第一副轴38与空转齿轮42之间。齿式离合器D选择性使第一副轴38与空转齿轮42连接或者使第一副轴38与空转齿轮42断连。齿式离合器D包括第一齿轮48、第二齿轮50以及轮毂衬套61。第一齿轮48被设置在第一副轴38上。第二齿轮50被设置在空转齿轮42上。轮毂衬套61具有花键齿。花键齿70能够被装配(接合、啮合)到这些第一齿轮48以及第二齿轮50。当轮毂衬套61被装配到这些第一齿轮48以及第二齿轮50时,第一副轴38被连接至空转齿轮42。齿式离合器D进一步包括同步啮合机构S。同步啮合机构S用作在将第一齿轮48装配至第二齿轮50时使旋转同步的同步机构。

空转齿轮42与直径大于空转齿轮的输入齿轮52啮合。输入齿轮52被设置成相对于输出轴25相对地不可旋转。输出轴25沿与无级变速机构20的次级带轮56(如下所述)的旋转轴线共同的旋转轴线布置。输出轴25被布置成可围绕旋转轴线旋转。输入齿轮52和输出齿轮24被设置于输出轴25上以便相对地不可旋转。前进用离合器Ca、后退用制动器B以及齿式离合器D被插入第二传递路径中,通过该第二传递路径,发动机14的转矩经由齿轮机构22从涡轮轴26被传递至输出轴25。

无级变速机构20被设置于涡轮轴26与输出轴25之间的转矩传递路径中。涡轮轴26充当输入轴。无级变速机构20包括初级带轮54(可变带轮54)、次级带轮56(可变带轮56)以及传动带58。初级带轮54是经由主轴32联接至涡轮轴26的输入侧构件,并且具有可变的有效直径。次级带轮56是经由带驱动离合器Cb(如下所述)联接至输出轴25的输出侧构件,并且具有可变的有效直径。传动带58围绕所述一对可变带轮54、56绕成跨于所述一对可变带轮54、56之间。经由所述一对可变带轮54、56与传动带58之间的摩擦力来传递动力。初级带轮54以及次级带轮56与根据本发明的一对带轮对应。

图2示出传动带58的结构。传动带58包括一对圆环58a以及多个元件(桥接器)58b。这对圆环58a中的每一个由多个堆叠的无端环状带钢构成。多个元件58b由那对圆环58a来保持。多个元件58b由多个板形金属构成,这些板形金属以环形方式沿圆弧58a的厚度方向相继设置。例如,每个圆环58a通过成形约0.2mm厚度的高强度钢板并且从径向内侧向径向外侧层压高强度钢板而构成。在本实施例中,经层压的高强度钢板的层数例如约为9层。每个元件58b都是通过将例如约1.8mm厚度的平板材料(钢板)冲压成形而形成的厚的板形片。在本实施例中,例如约400个元件58b被设置于单个传动带58中。

回顾图1,初级带轮54包括固定槽轮54a、可动槽轮54b以及初级液压致动器54c。固定槽轮54a用作固定至主轴32的输入侧固定转子。可动槽轮54b用作输入侧可动转子,其被设置成不可绕其轴线旋转并且可沿轴线方向相对于主轴32移动。初级液压致动器54c产生推力,用于使可动槽轮54b移动,以便使固定槽轮54a与可动槽轮54b之间的V槽宽度变化。次级带轮56包括固定槽轮56a、可动槽轮56b以及次级液压致动器56c。固定槽轮56a用作输出侧固定转子。可动槽轮56b用作输出侧可动转子,其被设置成不可绕其轴线旋转并且可沿轴向相对于固定槽轮56a移动。次级液压致动器56c产生推力,用于使可动槽轮56b移动,以便使固定槽轮56a与可动槽轮56b之间的V槽宽度变化。

所述一对可变带轮54、56中的每一个的V槽宽度变化,从而使传动带58的绕直径(有效直径)变化。因此,实际速比(传动比)γ(=初级转速Nin/次级转速Nout)连续变化。例如,当初级带轮54的V槽宽度被减小时,速比γ降低。也就是说,无级变速机构20被升档。当初级带轮54的V槽宽度被增大时,速比γ增大。也就是说,无级变速机构20被降档。

带驱动离合器Cb被插入无级变速机构20与输出轴25之间。带驱动离合器Cb选择性使无级变速机构20与输出轴25连接或者使无级变速机构20与输出轴25断连。当带驱动离合器Cb被接合时,第一传递路径被建立。在第一传递路径中,发动机14的转矩经由涡轮轴26以及无级变速机构20而被传递至输出轴25。当带驱动离合器Cb被释放时,第一传递路径切断,并且没有转矩再经由无级变速机构20而被传递至输出轴25。

输出齿轮24与固定至第二副轴60的大径齿轮62啮合。大径齿轮62以及小径齿轮68被设置于第二副轴60上。小径齿轮68与差动齿轮64的差动齿圈66啮合。差动齿轮64由差动机构构成。差动齿轮64向左右驱动轮70R、70L传递从差动齿圈66输入的动力,同时给左右驱动轮70R、70L提供适当的转速差。差动齿轮64是已知技术,因而省略其详细描述。

下面,将通过使用针对图3中所示的每个驱动模式的接合元件的接合图表来描述由此构造的驱动系统12的操作。在图3中,Ca对应于前进用离合器Ca的操作状态,Cb对应于带驱动离合器Cb的操作状态,B对应于后退用制动器B的操作状态,D对应于齿式离合器D的操作状态,“О”指示接合(连接)状态,并且“×”指示释放(断连)状态。齿式离合器D包括同步啮合机构S。当齿式离合器D被接合时,同步啮合机构S实质上运行。前进用离合器Ca和带驱动离合器Cb与根据本发明的使转矩传递路径在第一路径与第二路径之间选择性地变化的离合器机构对应。带驱动离合器Cb与根据本发明的第一离合器以及离合器机构对应。前进用离合器Ca与根据本发明的第二离合器以及离合器机构对应。

首先将描述发动机14的转矩经由无级变速机构20而被传递至输出轴25的驱动模式。该驱动模式对应于图3中所示的带驱动模式(高车速)。如图3的带驱动模式所示,带驱动离合器Cb被连接,而前进用离合器Ca、后退用制动器B与齿式离合器D被断连。当带驱动离合器Cb被连接时,次级带轮56被连接至输出轴25,因而次级带轮56与输出轴25以及输出齿轮24一体旋转。因此,当带驱动离合器Cb被连接时,第一传递路径被建立,并且发动机14的转矩经由变矩器16、涡轮轴26、主轴32以及无级变速机构20而被传递至输出轴25以及输出齿轮24。传递到输出齿轮24的转矩再经由大径齿轮62、小径齿轮68以及差动齿轮64而被传递至左右驱动轮70R、70L。齿式离合器D在经由第一转递路径传递发动机14的转矩的带驱动模式期间被释放(断连)的原因在于,在带驱动模式期间消除齿轮机构22等的阻力,并且在高车速下避免齿轮机构22等的高速旋转。

接下来将描述发动机14的转矩经由齿轮机构22而被传递至输出轴25的驱动模式,也就是通过第二传递路径来传递转矩的驱动模式。该驱动模式对应于图3中所示的齿轮驱动模式。如图3所示,前进用离合器Ca与齿式离合器D被接合(连接),而带驱动离合器Cb与后退用制动器B被释放(断连)。

当前进用离合器Ca被接合时,使构成前进/后退切换设备18的行星齿轮系30一体旋转,因而小径齿轮36以与涡轮轴26相同的转速旋转。当齿式离合器D被接合时,副轴38和空转齿轮42彼此连接并且一体旋转。因此,当前进用离合器Ca与齿式离合器D被接合时,第二传递路径被建立,因而发动机14的动力经由变矩器16、涡轮轴26、前进/后退切换设备18、齿轮机构22、空转齿轮42以及输入齿轮52而被传递至输出轴25以及输出齿轮24。

在低车速区域内选择齿轮驱动模式。基于第二传递路径的传动比EL(涡轮轴26的转速/输出轴25的转速)被设定成高于无级变速机构20的最大速比γmax的值。也就是说,传动比EL被设定成无级变速机构20中并未设置的值。当车速V落入设定带驱动模式的预定带驱动区域内时,作为例如车速V增大的结果,驱动模式被变化到带驱动模式。当驱动模式从齿轮驱动模式变化到带驱动模式(高车速)或者从带驱动模式(高车速)变化到齿轮驱动模式时,过渡性设定如图3所示的带驱动模式(中车速)。

例如,当驱动模式从齿轮驱动模式变化到带驱动模式(高车速)时,操作状态从前进用离合器Ca与齿式离合器D被接合(对应于齿轮驱动模式)的状态过渡性变化到带驱动离合器Cb与齿式离合器D被接合的状态。也就是说,接合变化(离合器至离合器变速)被起动。在接合变化中,前进用离合器Ca被释放,并且带驱动离合器Cb被接合。此时,转矩传递路径从第二传递路径变化到第一传递路径,并且驱动系统12实质上被升档。在转矩传递路径变化之后,齿式离合器D被释放(断连)以防齿轮机构22等的不必要阻力或者高速旋转。

当驱动模式从带驱动模式(高车速)变化到齿轮驱动模式时,操作状态从带驱动离合器Cb被接合的状态过渡性变化到齿式离合器D被接合的状态,以备变化到齿轮驱动模式(降档准备)。此时,旋转也经由齿轮机构22而被传递至行星齿轮系30的太阳齿轮30s。当从该状态进行用于接合前进用离合器Ca以及释放带驱动离合器Cb的接合变化(离合器至离合器变速)时,转矩传递路径从第一传递路径变化到第二传递路径。此时,驱动系统12实质上被降档。

图4是图示出提供用来控制发动机14、无级变速机构20等的电子控制单元80(控制器)的输入/输出线路并且图示出通过该电子控制单元80实施的控制功能的相关部分的功能性框图。电子控制单元80包括所谓的微计算机。微计算机包括例如CPU、RAM、ROM、输入/输出接口等。CPU执行对驱动系统12的各种控制,这是通过根据预存在ROM中的程序来执行信号处理,同时利用RAM的临时存储函数。例如,电子控制单元80被构造成执行对发动机14的输出控制、对无级变速机构20的变速控制和带夹持力控制、用于适当地将驱动系统12的转矩传递路径变化到齿轮驱动模式和带驱动模式中的一个的控制等。视需要,电子控制单元80被分成用于控制发动机的电子控制单元、用于控制无级变速机构的电子控制单元、用于使驱动模式变化的电子控制单元等。

指示曲轴的旋转角(位置)Acr以及发动机14的转速(发动机转速)Ne的信号、指示涡轮轴26的转速(涡轮转速)Nt的信号、指示初级转速Nin的信号、指示次级转速Nout的信号、指示电子节气门的节气门开度θth的信号、指示油门操作量Acc的信号、指示制动信号Bon的信号、指示换档杆的杆位置(操作位置)Psh的信号、指示液压油的液压油温Toil的信号等被供给至电子控制单元80。曲轴的旋转角(位置)Acr以及发动机转速Ne由发动机转速传感器82来检测。涡轮转速Nt由涡轮转速传感器84来检测。初级转速Nin是无级变速机构20的初级带轮54(主轴32)的旋转速度并且由初级转速传感器86来检测。次级转速Nout是无级变速机构20的次级带轮56的旋转速度,对应于车速V,并且由次级转速传感器88来检测。电子节气门的节气门开度θth由节气门开度传感器90来检测。油门操作量Acc是作为驾驶员的加速请求量的油门踏板的操作量,并且由油门操作量传感器92来检测。制动信号Bon指示操作脚制动器的状态,并且由脚制动器开关94来检测。脚制动器是行车制动器。换档杆的杆位置(操作位置)Psh由杆位置传感器96来检测。在液压控制回路100内流动的液压油的液压油温Toil由油温传感器98来检测。

从电子控制单元80输出发动机输出控制指令信号Se、液压控制指令信号Scvt、液压控制指令信号Sswt等。发动机输出控制指令信号Se被用于对发动机14的输出控制。液压控制指令信号Scvt被使用于与无级变速机构20的变速相关联的液压控制。液压控制指令信号Sswt被使用于控制与驱动系统12的转矩传递路径的变化相关联的前进/后退切换设备18(前进用离合器Ca、后退用制动器B)、带驱动离合器Cb以及齿式离合器D。具体地,节气门信号、喷射信号、点火正时信号等被输出作为发动机输出控制指令信号Se。节气门信号被使用于通过驱动节气门致动器来控制电子节气门的开/闭。喷射信号被使用于控制从燃料喷射设备中喷射的燃料量。点火正时信号被使用于控制点火设备对发动机14的点火正时。用于驱动调节初级压力Pin的线性电磁阀(未示出)的指令信号、用于驱动调节次级压力Pout的线性电磁阀(未示出)的指令信号等被输出至液压控制回路100作为液压控制指令信号Scvt。初级压力Pin被供给至初级液压致动器54c。次级压力Pout被供给至次级液压致动器56c。用于分别驱动控制供给至前进用离合器Ca、后退用制动器B、带驱动离合器Cb以及齿式离合器D的液压的线性电磁阀的指令信号等被输出至液压控制回路100作为液压控制指令信号Sswt。

下面将描述电子控制单元80的控制功能。例如,在图4中所示的发动机输出控制单元102(发动机输出控制装置)将诸如节气门信号、喷射信号和点火正时信号的发动机输出控制指令信号Se输出至节气门致动器、燃料喷射设备以及点火设备,以便执行对发动机14的输出控制。例如,发动机输出控制单元102设定目标发动机转矩Te*,以便获得要求驱动力(驱动转矩)。基于油门操作量Acc以及车速V,计算要求驱动力。发动机输出控制单元102不仅通过节气门致动器控制电子节气门的开/闭,而且通过燃料喷射设备控制燃料喷射量并且通过点火设备控制点火正时,使得获得目标发动机转矩Te*。

无级变速控制单元104(无级变速控制装置)控制无级变速机构20的速比γ,使得获得目标速比γ*。基于油门操作量Acc、车速V、制动信号Bon等,计算目标速比γ*。无级变速控制单元104控制带夹持力,使得无级变速机构20中不会出现滑移。

无级变速控制单元104在功能上包括目标速比计算单元106(目标速比计算装置)以及带夹持力计算单元108(带夹持力计算装置)。目标速比计算单元106计算无级变速机构20的目标速比γ*,使得发动机14的运行点处于最优燃料消耗线上。例如,目标速比计算单元106通过查阅车速V与无级变速机构20的目标初级转速Nin*之间的相关映射,基于实际车速V以及实际油门操作量Acc,确定目标初级转速Nin*。根据油门操作量Acc,预先确定并存储相关映射作为参数。目标速比计算单元106基于设定的目标初级转速Nin*和由次级转速传感器88检测到的次级转速Nout来计算目标速比γ*(=Nin*/Nout)。具体地,无级变速控制单元104将初级指令压力Pintgt输出至液压控制回路100,使得获取无级变速机构20的目标速比γ*。无级变速机构20的目标速比γ*被设定成使得发动机14的运行点处于最优燃料消耗线上。初级指令压力Pintgt是初级压力Pin(目标初级压力Pin*)的指令值。

带夹持力计算单元108计算供给至次级液压致动器56c的目标次级压力Pout*。目标次级压力Pout*对应于无级变速机构20不会发生滑移的最优目标带夹持力。例如,通过查阅速比γ以及目标次级压力Pout*与油门操作量Acc之间的相关性作为参数,带夹持力计算单元108基于实际速比γ和实际油门操作量Acc来确定目标次级压力Pout*(目标带夹持力)。该相关性凭经验预先获得并存储。目标次级压力Pout*被设定使得抑制带滑移。无级变速控制单元104将次级指令压力Pouttgt输出至液压控制回路100,使得获得用于抑制无级变速机构20中的带滑移的目标次级压力Pout*。次级指令压力Pouttgt是目标次级压力Pout*。

变化控制单元110(变化控制装置)执行变化控制,使得视需要将驱动模式变化到使用第一传递路径的带驱动模式或者将其变化到使用第二传递路径的齿轮驱动模式。在带驱动模式中,发动机14的转矩经由无级变速机构20而被传递至输出轴25。在齿轮驱动模式中,发动机14的转矩经由齿轮机构22而被传递至输出轴25。

例如,当驱动系统12的驱动区域在齿轮驱动模式期间因例如车速V增大而从预设的齿轮驱动区域变化到预设的带驱动区域时,变化控制单元110执行变化控制,以便将驱动模式从齿轮驱动模式变化到带驱动模式。当变化控制单元110将驱动模式从齿轮驱动模式变化到带驱动模式时,变化控制单元110进行离合器至离合器变速(C至C变速),以便释放前进用离合器Ca并且接合带驱动离合器Cb,并且然后释放齿式离合器D,如图3所示。

例如,当驱动系统12的驱动区域在带驱动模式期间因例如车速V降低而从预设的带驱动区域变化到预设的齿轮驱动区域时,变化控制单元110执行变化控制,以便将驱动模式从带驱动模式变化到齿轮驱动模式。当变化控制单元110将驱动模式从带驱动模式变化到齿轮驱动模式时,变化控制单元110首先接合齿式离合器D并且然后进行离合器至离合器变速(C至C变速),以便接合前进用离合器Ca并且释放带驱动离合器Cb。

在变化控制期间进行离合器至离合器变速时,例如,变化控制单元110执行用于输出预设的液压指令值的前馈控制、用于输出视需要基于实际速比γ与目标速比γ*之间的偏差计算出的液压指令值的反馈控制或者用于输出视需要通过反馈控制结合前馈控制所校正的液压指令值的控制。液压指令值被分别输出作为控制前进用离合器Ca以及带驱动离合器Cb的线性电磁阀的指令压力。在离合器至离合器变速期间,无级变速机构20的速比γ被控制在恒定值或者基本上恒定的值。

另外,当转矩传递路径在允许经由无级变速机构20传递转矩的第一传递路径与允许经由齿轮机构22传递转矩的第二传递路径之间进行变化时,在前进用离合器Ca与带驱动离合器Cb之间进行离合器至离合器变速。此时,到无级变速机构20的输入转矩Tin急剧变化。由于输入转矩Tin发生变化,无级变速机构20的传动带58的滑移率SLIP(γ)也以类似的方式发生显著变化。特别地,在无级变速机构20的速比γ大于1.0的状态下,滑移率SLIP(γ)的变化速率ΔSLIP(γ)进一步增大。

图5示出输入转矩Tin与滑移率SLIP(γ)之间的相关性。在图5中,横轴表示输入转矩Tin,并且纵轴表示传动带58的滑移率SLIP(γ)。在图5中,次级带轮56的次级压力Pout恒定。如图5所示,滑移率SLIP(γ)随输入转矩Tin的增大而增大,并且滑移率SLIP(γ)随无级变速机构20的速比γ的增大而增大。

在图5中,在由虚线围绕的区域A内,滑移率SLIP(γ)急剧变化。由虚线围绕的区域A也被称作过渡点,并且是传动带58中传递转矩的模式在通过传动带58的圆环58a传递转矩与通过元件58b传递转矩之间进行变化的区域。更具体地,在输入转矩Tin小(滑移率SLIP(γ)低)的区域内实施通过圆环58a传递转矩(环传递);而在输入转矩大(滑移率SLIP(γ)高)的区域内实施通过元件58b传递转矩(元件传递)。在通过区域A(过渡点)时,在传动带58中传递转矩的模式发生变化。此时,在沿着圆环58a堆叠的任何相邻的元件58b之间发生过渡状态,并且滑移率SLIP的变化增大。在过渡状态中,任何相邻的元件58b反复地彼此远离或者彼此靠近。输入转矩Tin快速通过区域A,即输入转矩Tin的变化增大,使得在任何相邻的元件58b彼此靠近时所生成的冲击转矩(冲量)增大。因此,每个元件58b的磨损量因任何相邻的元件58b之间的碰撞而增加,导致传动带58的耐久性下降。

当转矩传递路径在第一传递路径(带驱动模式)与第二传递路径(齿轮驱动模式)之间变化时,在离合器至离合器变速期间,当输入转矩Tin落入图5中所示的区域A之内时,变化控制单元110执行控制以便将输入转矩Tin的变化速率VTin限制到低于或等于预定上限变化速率的值。下面将主要对上述变化控制单元110的控制操作加以描述。

变化控制单元110在功能上进一步包括实际速比计算单元112(实际速比计算装置)、输入转矩计算单元114(输入转矩计算装置)、估计滑移率计算单元116(估计滑移率计算装置)、滑移区域判定单元118(滑移区域确定装置)以及上限变化速率设定单元120(上限变化速率设定装置)。实际速比计算单元112视需要基于初级带轮54的初级转速Nin以及次级带轮56的次级转速Nout来计算实际速比γ(=Nin/Nout)。

输入转矩计算单元114计算输入到无级变速机构20的输入转矩Tin。例如,输入转矩计算单元114通过查阅预先获得并存储的运动方程或者相关映射,基于实际发动机转矩Te以及带驱动离合器Cb的实际转矩容量(或者离合器液压力),计算输入转矩Tin。运动方程或者相关映射由从发动机14输出的发动机转矩Te以及带驱动离合器Cb的转矩容量(或者离合器液压力)构成。

例如,为获得发动机转矩Te,通过查阅相关映射,基于实际油门操作量Acc以及实际车速V,计算发动机转矩Te。相关映射由油门操作量Acc以及车速V构成。替选地,发动机转矩Te可以由转矩传感器等实测。例如,基于带驱动离合器Cb的指令压力以及次级液压致动器56c的规格,计算带驱动离合器Cb的转矩容量Tb。带驱动离合器Cb的指令压力被输出至液压控制回路100。替代带驱动离合器Cb的指令压力,带驱动离合器Cb可以直接通过液压传感器等来检测。基于发动机转矩Te以及带驱动离合器Cb的转矩容量Tb,计算输入转矩Tin,从运动方程或者相关映射所获得的发动机转矩Te以及带驱动离合器Cb的转矩容量Tb以便用发动机转矩Te以及带驱动离合器Cb的转矩容量Tb获得规定的输入转矩作为参数。

估计滑移率计算单元116计算滑移率SLIP(γ),其指示无级变速机构20的皮带的滑移程度。通过查阅图5中所示的输入转矩Tin以及滑移率SLIP(γ)与速比γ之间的相关性作为参数,基于由实际速比计算单元112算出的实际速比γ以及由输入转矩计算单元114算出的输入转矩Tin,计算无级变速机构20的滑移率SLIP(γ)。图5中所示的相关性示出凭经验预先针对每一车辆所获得的已知值。

滑移区域判定单元118判定算出的输入转矩Tin是否落入图5中所示的区域A之内。具体地,滑移区域判定单元118判定算出的输入转矩Tin是否落入滑移率SLIP(γ)超过预设的容许滑移率变化速率(预定的基准值)的区域(过渡点)之内。当滑移区域判定单元118判定输入转矩Tin落入区域A的范围内(下限值Tinlow<Tin<上限值Tinhi)时,上限变化速率设定单元120被执行。凭经验预先获得并存储界定区域A的范围的输入转矩Tin的下限值Tinlow以及上限值Tinhi。输入转矩Tin的下限值Tinlow以及上限值Tinhi被分别设定成无级变速机构20中的转递转矩的模式从通过构成传动带58的圆环58a传递转矩变化到也构成传动带58的元件58b传递转矩的区域的下限值以及上限值。为了防止控制猎振,驱动模式从齿轮驱动模式变化到带驱动模式情形下的下限值Tinlow与上限值Tinhi中的每一个与驱动模式从带驱动模式变化到齿轮驱动模式情形下的下限值Tinlow与上限值Tinhi中的对应一个之间可以设定滞后。

上限变化速率设定单元120确定输入转矩Tin的变化速率VTin的上限变化速率α,在上限变化速率,滑移率SLIP(γ)的目标变化速率ΔSLIP(γ)低于或等于预设的容许滑移率变化速率。容许滑移率变化速率凭经验预先被获得,并且例如被设定成在输入转矩Tin通过区域A(过渡点)时每个元件58b的磨损量不会导致传动带58的耐久性下降的值阈。

图6是上限变化速率α(α11至α44)的相关映射,该相关映射凭经验预先获得并存储并且由输入转矩Tin的实际变化速率ΔTin以及无级变速机构20的速比γ构成。通过查阅图6,基于输入转矩Tin的实际变化速率ΔTin以及无级变速机构20的速比γ,设定上限变化速率α。根据由输入转矩计算单元114在当前时间算出的输入转矩Tin(i)与在上一周期中算出的输入转矩Tin(i-1)之间的差,计算输入转矩Tin的实际变化速率ΔTin。上限变化速率设定单元120通过查阅图6中所示的相关映射,基于输入转矩Tin的实际变化速率ΔTin和速比γ来设定上限变化速率α。

当用于将滑移率SLIP(γ)的变化速率ΔSLIP(γ)限制到容许滑移率变化速率的上限变化速率α被设定时,变化控制单元110计算使输入转矩Tin的变化速率VTin低于或等于上限变化速率α的带驱动离合器Cb以及前进用离合器Ca的离合器液压力,并且校正电磁阀的输出,以便视需要对带驱动离合器Cb以及前进用离合器Ca进行控制,使得获得算出的离合器压力。通过以这种方式进行控制,到无级变速机构20的输入转矩Tin的变化速率VTin的上限变化速率α被设定,并且输入转矩Tin的变化速率VTin被限制到低于或等于上限变化速率α的值。因此,在传送带58的任何相邻元件58b彼此靠近时所生成的冲击转矩(冲量)减小,并且每个元件58b的磨损量减少。作为结果,抑制了传动带58的耐久性下降。

当通过使用上限变化速率α限制离合器液压力时,存在每个离合器的液压力的变化量增加并且对离合器至离合器变速的变速特性的影响可能增大的情形。在这样的情形下,可以执行平滑过程,以便进一步设定每个离合器液压力的变化量的限值,而并不将每个离合器液压力校正成由上限变化速率设定单元120限制的对应离合器液压力。替选地,当校正所致的每个离合器液压力的变化量大时,通过跟踪过程(扫描过程),可以使校正值逐步达到目标校正值。当校正后的离合器液压力被允许反映在当前变速的变速特性中时,离合器液压力的当前校正结果可以作为正常液压控制的后续指令压力而被学习。

发动机14的发动机转矩Te被传递至无级变速机构20,因此能够通过控制发动机14的输出而控制输入转矩Tin。替代使用离合器液压力进行控制,变化控制单元110能够通过控制发动机14的输出而将输入转矩Tin的变化速率VTin控制成低于或等于上限变化速率α的值。例如,变化控制单元110从限定发动机输出的变化量的上限值的预设映射计算用于计算用于输入转矩Tin的变化速率VTin设定成低于或等于上限变化速率α的值的发动机转矩Te,并且将指令值输出至发动机输出控制单元102,使得输出算出的发动机转矩Te。发动机输出的变化量的上限值是使输入转矩Tin的变化速率VTin设定到上限变化速率α的值。当对发动机14的输出加以限制时,诸如排放要求,变化控制单元110如上所述通过使用离合器液压力来限制输入转矩Tin。

图7是用于图示电子控制单元80的控制操作的相关部分的流程图,即用于在驱动模式从带驱动模式变化到齿轮驱动模式或者从齿轮驱动模式变化到带驱动模式时抑制驱动模式变化期间的带磨损量的控制操作。在约几毫秒至几十毫秒的极短周期时间中,反复执行该流程图。

当开始用于使前进用离合器Ca以及带驱动离合器Cb的接合/释放状态变化的离合器至离合器变速时,首先,在对应于滑移区域判定单元118的步骤SA1(下文中省略步骤一词)中判定输入转矩Tin是否落入图5中所示的区域(A)的范围内(Tinlow<Tin<Tinhi)。当在SA1中作出否定判定时,过程继续至SA5。在对应于变化控制单元110的SA5中,当对输入转矩Tin的变化速率VTin施加限制时,取消限制,并且对前进用离合器Ca以及带驱动离合器Cb进行正常的离合器至离合器变速。在此之后,过程继续至SA4。当在SA1中作出肯定判定时,过程继续至SA2。在对应于上限变化速率设定单元120的SA2中,当未设定输入转矩Tin的上限变化速率α时,开始上限变化速率α的设定;然而,当已经开始上限变化速率α的设定时,继续上限变化速率α的设定。随后,在对应于实际速比计算单元112、输入转矩计算单元114、上限变化速率设定单元120以及变化控制单元110的SA3中,计算实际输入转矩Tin、实际速比γ以及实际输入转矩Tin的实际变化速率ΔTin,并且然后基于图6中所示的相关映射来设定上限变化速率α。计算使输入转矩Tin的变化速率VTin低于或等于上限变化速率α的带驱动离合器Cb以及前进用离合器Ca的离合器液压力,并且将离合器液压力校正成算出的离合器液压力。此外,基于校正后的离合器液压力,进行离合器至离合器变速。在对应于变化控制单元110的SA4中,判定是否正在进行离合器至离合器变速。当在SA4中作出肯定判定时,过程返回SA1,并且继续上述控制。当在SA4中作出否定判定时,例程结束。例如,基于带驱动离合器Cb的离合器液压力或者前进用离合器Ca的离合器液压力是否已经达到预定值,判定离合器至离合器变速的完成。

如上所述,根据本实施例,在传动带的滑移率SLIP(γ)相对于输入转矩Tin的变化的变化速率ΔSLIP(γ)超过预设的容许滑移率变化速率的区域内,通过限制输入转矩Tin的变化速率VTin来抑制滑移率SLIP(γ)的急剧变化。由于抑制了滑移率SLIP(γ)的急剧变化,传动带58上的负荷也受到抑制,因此能够抑制传动带58的耐久性下降。

根据本实施例,通过控制前进用离合器Ca以及带驱动离合器Cb的离合器液压力来控制到无级变速机构20的输入转矩Tin。因此,也通过使用前进用离合器Ca以及带驱动离合器Cb的离合器液压力来控制输入转矩Tin的变化速率VTin。因此,通过控制这些离合器液压力,能够将输入转矩Tin的变化速率VTin限制到低于或等于预定上限变化速率α的值。

根据本实施例,从发动机14输出的转矩Te被传递作为无级变速机构20的输入转矩Tin。因此,能够通过控制发动机14的输出而控制输入转矩Tin的变化速率VTin,从而能够通过控制发动机14的输出而将输入转矩Tin的变化速率VTin限制到低于或等于预定上限变化速率α的值。

下面将描述本发明的另一个实施例。在以下描述中,相同的附图标记表示与上述实施例中那些共同的部分,并且不再赘述。

图8是图示出控制根据本发明的另一实施例的驱动系统150并且对应于上述实施例的图4的电子控制单元152(控制器)的控制操作的相关部分的功能性框图。当将驱动系统150与上述驱动系统12相比较时,这些驱动系统的基本构造相同,而只有用于控制驱动系统150的电子控制单元152的控制功能不同于电子控制单元80的控制功能。下面将描述与上述实施例中那些不同的电子控制单元152的控制操作。

在电子控制单元152中,变化控制单元154(变化控制装置)在功能上包括实际速比计算单元112、输入转矩计算单元114、实际滑移率计算单元156(实际滑移率计算装置)、实际滑移率变化速率计算单元158(实际滑移率变化速率计算装置)、实际滑移率变化速率判定单元160(实际滑移率变化速率判定装置)以及上限变化速率设定单元162(上限变化速率设定装置)。实际速比计算单元112和输入转矩计算单元114具有与上述实施例中的那些相同的功能,因此不再赘述。

实际滑移率计算单元156计算实际滑移率SLIPr(γ)。实际滑移率SLIPr(γ)是传动带58的实际滑移率SLIP(γ)。基于次级转速Nout(Tin)以及次级转速Nout(Tin=0),计算实际滑移率SLIPr(γ)。次级转速Nout(Tin)是次级带轮56在输入转矩Tin被施加至无级变速机构20时的转速。次级转速Nout(Tin=0)是次级带轮56在空载状态(Tin=0)下的转速。更具体地,基于下列数学表达式(1),计算实际滑移率SLIPr(γ)。在下列数学表达式(1)中,次级转速Nout(Tin)视需要由次级转速传感器88来检测。Nout(Tin=0)是空载状态下的次级转速,并且凭经验预先获得并存储。

SLIPr(γ)=1-Nout(Tin)/Nout(Tin=0) (1)

实际滑移率变化速率计算单元158基于由实际滑移率计算单元156算出的实际滑移率SLIPr(γ),计算每个周期(时间步长)中的实际滑移率SLIPr(γ)的实际变化速率ΔSLIPr(γ)。从当前周期(时间步长)中算出的实际滑移率SLIPr(γ)(i)与前一周期(时间步长)中算出的实际滑移率SLIPr(γ)(i-1)之间的差(=|SLIPr(γ)(i)-SLIPr(γ)(i-1)|)来计算实际变化速率ΔSLIPr(γ)。

实际滑移率变化速率判定单元160判定由实际滑移率变化速率计算单元158算出的实际变化速率ΔSLIPr(γ)是否高于或等于预设的容许滑移变化速率β(预定阈值)。容许滑移变化速率β是凭经验预先获得的值,并且例如被设定成每个元件58b的磨损量不会导致传动带58的耐久性下降的值阈。当算出的实际变化速率ΔSLIPr(γ)超过容许滑移变化速率β时,实际滑移率变化速率判定单元160作出肯定判定,并且上限变化速率设定单元162被执行。

上限变化速率设定单元162设定实际变化速率ΔSLIPr(γ)低于或等于容许滑移变化速率β的、输入转矩Tin的上限变化速率α。上限变化速率设定单元162基于图9中所示的映射来设定上限变化速率α。图9是输入转矩Tin的上限变化速率α(α1至α4)的相关映射,该相关映射凭经验预先获得和存储并且由滑移率SLIP(γ)的变化速率ΔSLIP(γ)构成。基于图9中所示的相关映射,设定上限变化速率α。

当由上限变化速率设定单元162设定实际变化速率ΔSLIPr(γ)低于或等于的容许滑移变化速率β的、输入转矩Tin的上限变化速率α时,变化控制单元154计算使输入转矩Tin的变化速率VTin低于或等于上限变化速率α的、带驱动离合器Cb以及前进用离合器Ca的离合器液压力,并且校正电磁阀的输出,电磁阀视需要对带驱动离合器Cb以及前进用离合器Ca进行控制,使得获得算出的离合器液压力。通过以这种方式进行控制,到无级变速机构20的输入转矩Tin的变化速率VTin的上限变化速率α被设定,并且输入转矩Tin的变化被限制到低于或等于上限变化速率α的值。因此,在传送带58的任何相邻元件58b彼此靠近时所生成的冲击转矩(冲量)减小,并且每个元件58b的磨损量减少。作为结果,抑制了传动带58的耐久性下降。

图10是用于图示根据本实施例的电子控制单元80的控制操作的相关部分的流程图,即用于在驱动模式从带驱动模式变化到齿轮驱动模式或者从齿轮驱动模式变化到带驱动模式时抑制驱动模式变化期间的带磨损量的控制操作。在约几毫秒至几十毫秒的极短周期时间中,反复执行该流程图。

当开始离合器至离合器变速来使前进用离合器Ca以及带驱动离合器Cb的接合/释放状态变化时,首先,在对应于实际速比计算单元112以及输入转矩计算单元114的SB1中,计算实际输入转矩Tin以及实际速比γ。随后,在对应于实际滑移率计算单元156的SB2中,计算实际滑移率SLIPr(γ)(=1-Nout(Tin)/Nout(Tin=0))。在对应于实际滑移率变化速率计算单元158以及实际滑移率变化速率判定单元160的SB3中,确定当前周期中算出的实际滑移率SLIPr(γ)(i)与前一周期中算出的实际滑移率SLIPr(γ)(i-1)之间的差(=|SLIPr(γ)(i)-SLIPr(γ)(i-1)|)是否大于预设的容许滑移变化速率β。当在SB3中作出否定判定时,过程继续至SB6。在对应于变化控制单元154的SB6中,当对输入转矩Tin的变化速率VTin施加限制时,取消限制,并且进行正常的离合器至离合器变速。当没有对输入转矩Tin的变化速率VTin加以限制时,继续正常的离合器至离合器变速。

另一方面,当在SB3中作出肯定判定时,过程继续至SB4。在对应于上限变化速率设定单元162的SB4中,开始限制输入转矩Tin的变化速率VTin;然而,当输入转矩Tin的变化速率VTin已经被限制时,继续限制输入转矩Tin的变化速率VTin。在对应于上限变化速率设定单元162以及变化控制单元154的SB5中,基于图9中所示的映射来设定上限变化速率α。带驱动离合器Cb以及前进用离合器Ca的离合器液压力的变化被限制成使得变化速率VTin低于或等于上限变化速率α。在对应于变化控制单元154的SB7中,判定是否进行离合器至离合器变速。当在SB7中作出肯定判定时,过程返回SB1,并且反复执行上述控制,直至离合器至离合器变速完成为止。当在SB7中作出否定判定时,例程结束。

如上所述,根据本实施例,当实际滑移率SLIP(γ)的变化速率ΔSLIP(γ)高于预设的容许滑移变化速率β时,通过限制输入到所述无级变速机构20的输入转矩Tin的变化速率VTin,抑制滑移率SLIP(γ)的急剧变化。由于抑制了滑移率SLIP(γ)的急剧变化,传动带58上的负荷也受到抑制,因此能够抑制传动带58的耐久性下降。

参照附图对本发明的实施例进行了详细叙述;然而,本发明也可应用于其他模式。

例如,在上述实施例中,可以进一步考虑供给至前进用离合器Ca、带驱动离合器Cb等的液压油的液压油温Toil而进行离合器至离合器变速。图11示出每个元件58b与带轮54、56中的每一个带轮之间的摩擦系数的温度特性。在图11中,横轴表示速比γ,并且纵轴表示传动带58与带轮54、56中的每一个带轮之间的摩擦系数μ。线图中的每一条线指示对于恒定油温的特性。如图11所示,摩擦系数μ随油温Toil升高而增大。因此,鉴于该特性,响应于油温Toil来校正滑移率SLIP(γ)。通过这种方式,当响应于油温Toil而校正滑移率SLIP(γ)时,变化期间的控制精度进一步提高。

在上述实施例中,基于速比γ以及输入转矩Tin的实际变化速率ΔTin来设定图6中所示的映射。作为替代,可以基于速比γ以及输入转矩Tin来设定图6中所示的映射。

在上述实施例中,在图6所示的映射以及图9中所示的映射中的每一个映射中,限定输入转矩Tin的上限变化速率α。作为替代,例如,可以限定带驱动离合器Cb以及前进用离合器Ca中的每一个离合器的转矩容量的变化速率的上限值或者每个离合器液压力的变化速率的上限值。

在上述实施例中,在将输入转矩Tin限制到低于或等于上限变化速率α的值时,可以组合进行通过控制离合器液压力的限制以及通过控制发动机的输出的限制。

根据上述实施例的齿式离合器D并非必需,并且齿式离合器D可以省略。

在上述实施例中,发动机14被用作驱动力源;然而,驱动力源并非始终被限制到发动机14。例如,驱动力源视情况可以是电动机等,只要电动机发挥驱动力源的作用即可。

上述实施例仅供说明,并且本发明可以在包括基于本领域技术人员的知识作出的各种修改或改进的模式下实现。

再多了解一些
当前第1页1 2 3 
网友询问留言 已有0条留言
  • 还没有人留言评论。精彩留言会获得点赞!
1