控制连续可变传动装置的方法

专利名称：控制连续可变传动装置的方法
技术领域：
本发明涉及对连续可变比率型传动装置及相关发动机的控制。
在本文中使用时，术语“发动机”应当理解成包括任何用于提供旋转驱动的适用装置，其包括内燃机和电动马达在内。本发明的开发结合用于机动车辆的传动装置而进行，并且其特别适用于这种应用情况。尽管如此，仍然认为其可以应用于在其它范围内使用的各种传动装置。
在任何连续可变传动装置中都具有一种在本文中被称作“变速器”的装置，其用于提供连续可变的传动比。变速器通过旋转输入与输出构件而联接于传动装置的其它部分上-通常有位于变速器一侧的通向发动机的齿轮装置和位于另一侧的通向从动部件如机动车辆的从动轮的齿轮装置。输出构件的速度除以输入构件的速度就是“变速器传动比”。
虽然“转矩控制”的概念在本领域内众所周知，但是现在仍将对其进行说明。其有助于同“比率控制”的比较方案区别开。
比率控制变速器接收代表所需变速器传动比的控制信号。变速器通过调节其传动比而对所需的值做出响应。调节通常涉及检测变速器的比率确定元件的位置(例如皮带与皮带轮型变速器中的皮带轮的分开情况，或者环型变速器中辊子的位置)以及使用反馈环路来将该元件的实际位置调节至理想位置(由控制信号确定)。因此，在比率控制变速器中，比率与控制信号直接对应。
在转矩控制变速器中并非这种情况。相反，转矩控制变速器构置成在其输入与输出构件上施加转矩，对于给定的变速器传动比而言，该转矩与变速器的初级控制信号直接相应。控制变量为转矩而非传动比。由于除了外加转矩(例如来自发动机与车轮的转矩)之外，还有这些转矩应用于联接在变速器输入与输出装置上的惯量上，因此就引起变速器输入与输出速度的变化，进而引起变速器传动比的变化。这就容许变速器传动比相应地进行改变。
目前为止，转矩控制主要用于环形、旋转牵引型变速器。例如，在一种Torotrak(Development)有限公司的欧洲专利EP444086中所描述的设置结构中，变速器辊子用于在同轴安装的输入与输出盘之间传动。各个变速器辊子在输入与输出盘上施加相应的转矩Tin和Tout。因此，这些辊子就承受绕着盘轴线的反作用转矩Tin+Tout。由一组致动器绕着轴线施加于这些辊子上的大小相等、方向相反的转矩与这种反作用转矩相反。几何形状使这些辊子在绕着盘轴线运动的同时伴有辊子的“进动”-辊子轴线相对于盘轴线的角度发生变化，从而相应实现变速器传动比的变化。通过控制致动器转矩，就能直接控制反作用转矩Tin+Tout。这种类型变速器中的控制信号与反作用转矩直接对应。
由变速器施加于其输入和输出装置上的实际转矩不仅取决于控制信号，而且还取决于当前的传动比，这是因为尽管和Tin+Tout由控制信号唯一确定，但是比Tin/Tout的量值等于变速器传动比的倒数，因此其随变速器传动比发生变化。尽管如此，应当理解，对于给定的传动比而言，Tin和Tout都由控制信号唯一确定。
不是所有的转矩控制变速器都提供反作用转矩与控制信号之间的直接对应关系。申请人本人的在先欧洲专利736153及其美国副本5766105中提供了一种使用皮带-皮带轮构造的完全不同类型的转矩控制变速器的一个实例，其中一个皮带轮安装于其驱动轴上以便容许皮带轮沿螺旋状路径相对于轴运动。因此，当对皮带轮施加转矩时，就会产生相应的沿着轴的轴线力。这种轴向力与由致动器施加于皮带轮上的力相反。再次，在两种力之间产生平衡。对这个实例再次还可以说，对于给定的变速器传动比而言，由皮带轮施加于轴上的转矩Tin由控制信号唯一确定，该控制信号与由致动器施加的力相对应。
两种设置结构共同的特征在于变速器包括位置与当前的变速器传动比相对应的部件-可动式皮带轮或变速器辊子，并且该部件承受偏置转矩(或力)，所述偏置转矩由控制信号确定并通过产生于变速器输入/输出装置处的转矩来平衡。
转矩控制传动装置的有效使用倚赖于用于一致地调节发动机与传动装置的电子装置。关于对这种动力系进行电子控制的早期论文为Stubbs于1980年3月发表的ASME(美国机械工程师协会)论文no.80-GT-22，名为“The Development of a Perbury Traction Transmissionfor Motor Car Application机动车应用中的Perbury牵引传动装置的研究”，和由Ironside和Stubbs于1981年发表的IMechE论文no.C200/81，名为“Microcomputer Control of an Automotive PerburyTransmission汽车Perbury传动装置的微机控制”。这两篇论文都描述了一种关于传动装置的电子控制的方案，该传动装置基于按照转矩控制模式进行操作的环形旋转牵引型变速器。
这两篇论文都指出了与连续可变的传动装置相关的重要优点当通过以燃料效率最高点的发动机速度与发动机转矩水平或者接近于该水平操作发动机而使用这种传动装置时，就可以大大增加燃料经济性。对于驾驶员所需要的任何给定水平的发动机动力，存在着能够提供最佳燃料效率的发动机速度与发动机转矩特定组合。Stubbs在图上绘制出这些“最佳效率”点的轨迹，形成了代表最佳发动机效率的线。由Ironside和Stubbs所提出的控制策略基于在可能的情况下在这条线上操作发动机。
在这些论文所描述的控制方案中，驾驶员的需求被理解为车轮转矩的需求，随后通过乘以车辆车轮的旋转速度而将其转化成发动机动力的需求。根据该动力来在最佳效率线上选择唯一的点，从而提供发动机转矩与发动机速度的目标值。通过使用基于发动机速度的闭环控制，发动机被设定成产生目标转矩，并且由变速器施加于发动机上的负载被调节成将发动机速度调为目标值。
对于生产机动车辆而言，在关于传动比稳定性和车辆驱动性能的多个方面，Stubbs的简单方法证明并不恰当。
在控制转矩控制型传动装置方面所涉及的挑战完全不同于在控制比率控制型传动装置方面所涉及的挑战。在后者中，由于变速器保持着选定的传动比，所以在从动轮处的转矩与发动机转矩直接相关。发动机速度控制比较直接，这是因为通过保持设定的传动比，传动装置提供了发动机速度与车辆速度之间的直接关系。在转矩控制传动装置中，其中传动比并非控制变量并且允许其改变，发动机与车轮可以被视为彼此有效地分离。车轮转矩由变速器控制而非通过发动机转矩控制。车辆速度并不限于随发动机速度而变。相反，应用于变速器上的控制信号确定了由变速器应用于发动机上的负载转矩。发动机内的燃烧产生发动机转矩。负载转矩与发动机转矩之和作用于相当于发动机的惯量(由发动机和传动装置的质量构成)上，从而确定发动机加速度。当负载转矩与发动机转矩大小相等、方向相反时，发动机速度恒定。发动机速度的变化由这两种转矩之间的不相等产生。因此，发动机转矩与负载转矩的动态匹配对动力传动系统的总体操纵，特别是发动机速度的操纵很重要。无法操纵平衡将会使发动机速度发生不合需要的变化。
专利US6497636(Schleicher等人)中解决了一些关于发动机速度操纵的问题，在本申请人能够理解该文献语言的范围内，该专利涉及为使发动机产生理想操作点(发动机速度与发动机转速)所需的传动装置与发动机调节方法。
发动机速度变化的曲线对于车辆的“驱动性能”很重要。在CVT动力系中，发动机一般以低速度、高转矩(以便提供高燃料经济性)运行，这就使对发动机速度的操纵显得尤为重要。当驾驶员要求增加动力时，已经在其最大转矩附近工作的发动机通常必须按照受控方式进行加速以便能够提供所需的动力。
本发明的一个目的在于使得可以利用转矩控制型传动装置来有效控制动力传动系统。
根据本发明的第一方面，存在一种控制这种类型的连续可变比率传动装置的方法，该传动装置包括具有旋转式输入与输出构件的连续可变比率单元(“变速器”)，变速器通过该输入与输出构件而联接于发动机与从动部件之间，变速器接收初级控制信号并构置成对其输入与输出构件施加转矩，对于给定的变速器传动比而言，所施加的转矩与控制信号直接相应，这种方法包括确定目标发动机加速度，确定变速器的初级控制信号与发动机转矩控制的设定，以便提供所需的发动机加速度并基于这些设定情况来调节控制信号和/或发动机转矩控制，预测随后的发动机速度变化，以及基于对实际与预测发动机速度的比较情况来校正控制信号与发动机转矩的设定值。
根据本发明的第二方面，存在一种控制这种类型的连续可变比率传动装置的方法，该传动装置包括具有旋转式输入与输出构件的连续可变比率单元(“变速器”)，变速器通过该输入与输出构件而联接于发动机与从动部件之间，变速器接收初级控制信号并构置成对其输入与输出构件施加转矩，对于给定的变速器传动比而言，所施加的转矩与控制信号直接相应，这种方法包括确定目标发动机加速度，确定加速动力系惯量所需的过载转矩TrqAcc以便获得目标发动机加速度，以及调节送往变速器的控制信号并且/或者调节发动机的转矩控制器，以便使发动机转矩等于由传动装置施加于发动机上的负载转矩加上过载转矩TrqAcc。
根据本发明的第三方面，存在一种控制机动车辆动力系中发动机速度误差的方法，该动力系包括通过提供连续可变比率的传动装置来驱动至少一个车轮的发动机，该传动装置构置成对发动机施加选定的负载转矩并且容许传动比根据发动机速度的变化而变化，以便通过向涉及发动机的惯量应用净转矩而产生发动机加速度，所述净转矩为负载转矩与由发动机所产生的发动机转矩之和，在反馈环路中，这种方法包括以下步骤确定发动速度误差，向产生产生控制作用的闭环控制器提供发动机速度误差，该控制作用是对减少发动机速度误差所需的净转矩的修正，考虑到控制作用，产生(i)发动机转矩调节与(ii)负载转矩调节之间的控制作用的分配，以及实现这种调节。
现在将参考附图，只是举例来对本发明的特定实施例进行描述，其中

图1简化示出了适用于实现本发明的已知类型的环形、旋转牵引型变速器；图2非常示意性地示出了适于实现本发明的转矩控制型的动力系；图3示意性地示出了用于动力系控制的硬件；图4a和4b为示出了具体实现本发明的控制系统中驾驶员控制输入的数据整理分析的曲线图；图5为内燃机的发动机转矩与发动机速度的对应关系的一个实例；图6为表示具体实现本发明的动力系控制策略的“前馈”部分的流程图；图7非常示意性地示出了可以根据本发明操作的传动装置；图8为在根据本发明的传动装置的操作中发动机速度变化与相关变量相对于时间的曲线图；图9为提供了对具体实现本发明的动力系控制策略的“反馈”部分的概览的流程图；图10-13为更详细地示出了图9的相应部分的流程图。
本发明的开发结合使用环形、旋转牵引型转矩控制变速器的车辆传动装置而进行。本发明被认为可适用于其它类型的转矩控制传动装置。尽管如此，现在将对所述的环形变速器进行非常简要地描述，以便示例说明某些相关原理。在包括欧洲专利EP444086在内的Torotrak(Development)有限公司所拥有的各个专利与已公开的申请书中能够找到关于这种类型变速器的构造与功能的更详细描述。
图1中示出了变速器10的一些主要部件，图2以非常示意的形式示出了包括变速器在内的动力传动系统的主要部分。在图1中，可以看到变速器包括同轴安装的输入与输出盘12、14，这两个盘一起限定了包含变速器辊20的环形腔22。辊子在输入与输出盘的相应面上运行以便从一个盘向另一个盘传动。辊子安装的方式容许其绕着盘12、14的轴线24沿圆周方向运动。辊子还能够“进动”。就是说，辊子的轴线能够旋转，从而改变辊子相对于盘轴线的倾角。在所示的实施例中，辊子安装于支架26上，支架26通过杆28联接于致动器32的活塞30上。从活塞30的中心至辊子20的中心的线构成了“进动轴线”，整个组件可以绕着该进动轴线旋转。辊子倾角的变化使得辊子在输入盘12和输出盘14上的所留的路径的半径发生变化。因此，辊子倾角的变化伴随着变速器传动比的变化。
应当指出，进动轴线不是准确位于垂直于盘轴线的平面中，而是与该平面成角度。这个角度在图1中用CA标出，其在本文中被称作“主销后倾角”。当辊子来回运动时，其沿着以盘轴线为中心的圆形路径而行。此外，位于辊子上的盘12、14的动作倾向于按照这种倾斜角度保持辊子以便使辊子轴线与盘轴线相交。由于存在主销后倾角，所以尽管辊子沿着其圆形路径运动，仍然可以保持各轴线相交。结果，辊子绕着盘轴线的平移运动就伴随着辊子的进动，进而伴随着变速器传动比的变化。如果忽略辊子与盘之间的滑动，那么变速器辊子的位置就与变速器传动比相应，从而与发动机与从动轮之间的速度比相应。
致动器32通过管路34、36接收相反的液压流体压力并且由致动器施加于辊子上的力与管路中的压力差相应。在这个实例中，这种压力差为应用于变速器上的初级控制信号。这种力的作用在于推动辊子绕着盘轴线沿其圆形路径运动。等同地，可以说致动器对辊子施加绕着盘轴线的转矩。通过辊子与盘的相互作用所产生的转矩来平衡致动器转矩。辊子在输入盘12上施加转矩Tin，在输出盘14上施加转矩Tout。相应地，这些盘一起将转矩Tin+Tout绕着盘轴线施加于辊子上。Tin+Tout(反作用转矩)数量等于致动器转矩并且与前述压力差所形成的控制信号成正比。这样，该控制信号就确定了由变速器产生的反作用转矩。
图2用于示出关于动力系控制的某些原理。发动机由方框16表示，其联接于变速器的输入盘12上。在这个非常简化的图中示出了直接联接方式。当然，在实践中存在中间齿轮装置。联接于变速器输入盘上的质量块包括发动机自身的质量，其提供了发动机侧惯量Je。质量决由方框18表示并作用于变速器输出盘14中，该质量块提供了车辆侧惯量Jv。当在车辆从动轮与路面之间保持牵引作用时，车辆自身的质量有助于有效输出惯量Jv。
在当前的变速器传动比下，变速器控制信号决定着由辊子应用于变速器输入盘12上的转矩Tin。图2中所示的变速器输入盘12直接联接于发动机上的简化设置结构将会使得应用于发动机上的负载转矩与应用于变速器输入盘12上的转矩Tin相等，并且为简单起见，在本论述中将这两者视为相等。由于在实际的传动装置中，齿轮装置介于输入盘12与发动机16之间，所以发动机所经受的负载转矩就等于变速器输入转矩Tin除以中间齿轮装置的比率(忽略摩擦损失)。
当发动机正在驱动车辆时，负载转矩Tin与发动机转矩Te相反，Te为发动机中通过燃烧产生的转矩。应当指出，其并不需要与发动机驱动轴处的可用转矩相同，因为当发动机速度在变化时，部分发动机转矩Te用于克服发动机侧惯量Je。发动机转矩Te与负载转矩Tin之和作用于发动机侧惯量Je(其包括发动机惯量)上，因此负载转矩Tin与发动机转矩Te之间不相等就引起发动机速度ωe发生变化。变速器自动调节传动比的最终变化。同样，控制信号决定着变速器输出转矩Tout。其除以介于变速器与车辆车轮之间的齿轮比，并加上外部施加转矩Tv(例如，来自车辆车轮)以确定可用的净转矩来加速输出侧惯量Jv。再次，为简单起见，在本段讨论中忽略齿轮装置中的摩擦损失。按照这种方法，就会使传动装置输出速度ωv中发生变化，而变速器又再次自动调节最终比率变化。
当然，为简洁起见所示的变速器10大大进行了简化。例如，实际的变速器通常具有两对限定了两个环形腔的输入/输出盘，其中每个腔中都包含一组辊子。在这种设置结构中，反作用转矩为应用于所有变速器辊子上的转矩之和。然而，在实际的传动装置中上述工作原理本质上并未发生变化。
根据上文应当清楚，为控制发动机速度，就需要控制发动机内所产生的转矩(“发动机转矩”)与由传动装置应用于发动机上的负载转矩(“负载转矩”)之间的动态平衡。这点必须在向驾驶员提供车辆从动轮处的转矩(“车轮转矩”)的同时来进行，当通过加速器控制来进行通讯时，该车轮转矩在少许可接受的公差范围内与驾驶员的要求相匹配。动态平衡可以通过调节以下转矩由动力系的控制系统来调节i发动机转矩(通过发动机控制燃料供应等)。作为一种控制发动机速度的方法，其优点在于发动机转矩的变化并未(在转矩控制传动装置中)直接产生车轮转矩的变化。然而，利用发动机节流阀进行调节速度比较缓慢。就是说，对节流阀的调节与由发动机实际提供的转矩的相应变化之间存在明显滞后。这是由于包括发动机进气歧管的动力特性在内的各种因素造成的。发动机转矩的调节还损害了燃料经济性。
ii变速器反作用转矩，其决定了应用于发动机上的负载转矩。这样的优点在于速度比较快。然而，反作用转矩的变化会导致车轮转矩的变化，这样伴随的问题是如果将反作用转矩调节方式用于控制发动机速度，那么驾驶员就可能不会经受加速器控制所需的车轮转矩。在需要车轮转矩发生很大变化来实现发动机负载转矩的很小变化时的比率低情况下，这个问题非常显著。
需要一种用于控制反作用转矩与发动机转矩的协调策略。
图3中提供了具体实现本发明的控制系统的主要部件的概览图，其中发动机见于300处，驱动着连续可变、转矩控制型传动装置302。该图示意性地示出了变速器304与行星齿轮装置306，变速器304通过行星齿轮装置306而联接于传动输入装置与输出装置之间，其处于低态或者高态，在低态下，可从变速器得到的比率范围对应于总传动比的低范围，在高态下，即变速器比率范围对应于总传动比的高范围。传动输出装置联接于负载-一般为机动车辆的从动轮-上，其在图中由方决308表示。
发动机与传动装置的控制根据来自驾驶员的指令按照电子方式执行。常规数字型微处理器被进行编程以便用于执行现有实施例中的这项任务。所示的结构仅用作实例，并且在产品型式上可以进一步简化，但其包括电子动力系控制单元(“PCU”)，该单元接收来自与发动机、传动装置相关联的仪器的数据，并且还接收来自驾驶员控制器309(例如由常规机动车辆的加速踏板形成)的数据。PCU按照响应提供用于控制发动机与传动装置行为的输出。发动机控制通过电子发动机控制器310来进行。在这个示例性实施例中，通过控制应用于变速器304上的液压压力来实现传动装置控制，以便控制传输状态，控制其相关联的齿轮装置306的离合器。
在控制机动车辆动力系的过程中，首先需要释译驾驶员的输入，当然这一般通过加速控制器如踏板的位置情况来传递。当前控制系统所要做的就是，在考虑车辆速度的情况下将踏板的位置映射成驾驶员对车轮转矩和发动机速度的需求。图4a为示出了驾驶员所需的发动机速度(SpdEngDr)相对于车辆速度(SpdVeh)和踏板位置(PosPedal)关系的图。图4b示出了驾驶员所需的车轮转矩(TrqWheelDr)相对于车辆速度和踏板位置关系的图。这两幅图在控制系统中记录为查阅表的形式。
根据驾驶员所需的车轮转矩-TrqWheelDr-，利用传动装置的数学模型(考虑到包括传动效率在内的各种因素)来获得驾驶员所需的发动机转矩，驾驶员所需的发动机转矩与驾驶员所需分发动机速度一起使得能够确定驾驶员所需的发动机动力。驾驶员所需的发动机转矩与发动机速度可以不经改动而使用，或者驾驶员所需的发动机动力可以与发动机映射或成组发动机映射一起使用，以确定用于提供所需发动机动力的最佳发动机速度与发动机转矩。仅仅举例来说，为了示出如何能够对发动机效率进行优化，图5为发动机映射图，其中发动机速度沿水平轴线，而发动机转矩位于垂直轴线上。线500示出了驾驶员所需的发动机速度和转矩随踏板位置变化而变化的情况。线502表示提供最佳发动机效率的发动机速度与发动机转矩之间的关系。两条线上的星号相当于相同水平的发动机动力，并且系统可在两个操作点之间进行选择。
驾驶员需求的释译过程产生基本目标发动机转矩TrqEngBaseReq与基本目标发动机速度SpdEngBaseReq。
研究中的系统的任务是控制发动机与传动装置以便达到这些值，或者至少在动态情况下向着这些值进行调节，同时在从动车轮处提供反映驾驶员需求的转矩。以下将对控制过程进行详细描述，其可以总结成包括循环重复进行的以下步骤。
1.确定实际与基本目标发动机速度之间的差。
2.根据这个差来计算目标发动机加速度-即发动机朝着基本目标发动机速度(所控发动机速度轮廓为所需)加速所应当按照的速率，而后计算为提供目标发动机加速度(根据涉及发动机的惯量Je的动量)而克服惯量所需的转矩。
3.适当设定发动机转矩控制器以便提供所需的发动机转矩来(1)产生适当车轮转矩和(2)加速发动机，从而克服惯量Je。在可能的情况下，车轮转矩可与驾驶员需求相应。然而，由于可用的发动机转矩有限，所以在一些情况下需要接受较低的车轮转矩以便提供加速发动机所需的转矩。
4.由于发动机对其控制器的反应并非瞬时做出，因此在给定这种发动机转矩控制器设定的情况下计算发动机实际将提供的瞬时转矩。包括发动机的进气歧管的动态特性在内的各种因素造成发动机转矩的调节与相应变化之间的滞后。用于模拟瞬时输出转矩的技术在本领域内已知并且应用于此。
5.调节应用于变速器上的控制信号以便为发动机加载转矩，该转矩的大小等于根据上述模型推导出的所计算瞬时发动机转矩的转矩减去在步骤2处算出的加速发动机所需的转矩。信号还可以通过闩锁策略来进行调节，以下将对此进行说明。
6.计算实际期望的发动机加速度。该期望值并非与目标加速度准确匹配，这是因为期望值的计算考虑了(a)上面算出的瞬时发动机转矩和(b)另一个表示传动装置对以上在步骤5处所施加控制的响应的模型，传动装置对控制输入的响应也存在时间滞后。计算还要根据发动机和涉及发动机的传动装置的惯量Je的动量。
7.将在步骤6处所得到的发动机加速度求积分以便得出期望发动机速度，然后应用实际发动机速度的闭环校正来向着期望值校正实际发动机速度。
步骤1-6可以被称作“前馈”策略。步骤7为用于根据期望发动机速度来校正偏差的“反馈”策略。由于闭环反馈发动机速度校正只用于根据发动机的模型与传动装置动态特性来向着期望值调节发动机速度，因而使得这种校正的数量最小化。该过程容许高效地对发动机加速度进行控制并且“画出轮廓”(发动机加速度的变化率为实际与目标发动机速度之间的偏差的可控函数)。
现在将参看图6对控制过程的前馈部分进行更详细地描述，其中目标发动机转矩由输入变量TrqEngBaseReq来表示，而目标发动机速度由输入变量SpdEngBaseReq来表示。
首先，请参看图左上部，在200处，将基本目标发动机转矩TrqEngBaseReq加入到所计算的转矩TrqAcc以便提供目标发动机加速度。以下将考虑TrqAcc的确定方法。当然，可从发动机得到的转矩有限，并且限制器202确保了如果限制器的输入大于发动机能够提供的转矩，或者实际上更消极的话，那么其将会被修改成落在可得到的转矩范围内。来自限制器202的输出转向分路策略203，分路策略203略微改进发动机转矩的变化曲线，从而防止出现十分突然的发动机转矩变化(例如，当加速器控制受到驾驶员的快速抑制时就可能发生这种情况)，否则的话，这种十分突然的变化将会在动力系中产生不合需要的冲击。分路策略采用积分器(相对于时间)形式，积分器在正常情况下处于饱和状态从而使其输出紧随输入变动。然而，在输入突然变化的情况下，输出就需要占用有限的时间“追上”输入从而使得分路策略的输出比其输入变化更慢。所得到的所需转矩值TrqEngReq用于控制应用于发动机上的发动机转矩需求，以下将参看图13对此进行说明。因此，在可能的情况下，发动机被设定成用于提供相当于基本目标发动机转矩TrqEngBaseReq与使发动机朝着目标发动机速度(根据发动机速度反馈而进行调节，以下将对此进行说明)加速所需要的转矩TrqAcc之和的发动机转矩。
如以上所指出的，发动机对发动机转矩控制器的响应并非瞬时。即使在忽略发动机惯量影响的情况下，发动机产生的转矩也略微滞后于节流阀调节，本发明所属领域的普通技术人员对此众所周知。这种时间滞后在转矩控制传动装置中可能存在问题，在这里发动机转矩与变速器反作用转矩之间(相应地在传动装置应用于发动机上的负载转矩中)的即使短暂的失配也可能导致发动机速度出现严重偏差，如上所述。为避免出现这种问题，所示的控制系统包括发动机模型204，其根据发动机控制器的转矩需求输入和发动机行为的模型来输出由发动机产生的瞬时转矩的估算值TrqEngEst，以为发动机对其转矩控制器的响应存在的时间滞后作准备。
在206处，瞬时发动机转矩TrqEngEst减去用于加速涉及发动机和传动装置的惯量Je所需的转矩TrqAcc以便给出由传动装置应用于发动机上的负载转矩，由此得出变速器所需的反作用转矩。然而，可以利用闩锁策略208改变反作用转矩从而防止在某些情况下车轮转矩发生不需要的变化。闩锁策略用于根据驾驶员所要求的水平来限制车轮转矩的偏差。来自闩锁策略的输出表示要通过变速器提供的发动机负载转矩，其在210处转化成压力差以便应用于变速器(变速器的初级控制信号)，该压力差作为输出变量TrqReacVarReq被传送至控制着应用于变速器本身的流体压力的逻辑，以下参看图13对此进行描述。
目前所描述的控制系统提供用于控制发动机转矩与传动装置液压参数的值。根据这两个值来估计发动机速度的相应变化。在这个过程中，不仅需要考虑到发动机响应的时间滞后，(如上文在204处进行的建模)还需要考虑变速器对其控制输入做出响应的时间滞后。如上文所述，发往变速器的控制信号按照由与变速器相关联的液压系统中的阀控制的两个油压形式提供。阀装置的变化需占用有限的时间以便产生作用，这种延迟在212处考虑。液压系统中的顺应性对滞后产生影响，其也在212处建模，以便产生输出，该输出为对瞬时传动装置反作用转矩的估计值。
用于克服动力系惯量而使发动机加速的可用转矩为应用于发动机上的瞬时负载转矩(在对图2的讨论中被称作Tin，其同样可被称作传动装置的转矩输入)与瞬时发动机转矩(以上称作Te)之差。在图6中，比较器216从所估计的瞬时负载转矩上减去所估计的瞬时发动机转矩、来自发动机模型204的输出。将结果除以涉及发动机的惯量Je就给出发动机加速度的估计值，并且在221处求积分就提供了发动机速度的预估值。在实践中，由于惯量Je不是常数，所以这种计算就略微更复杂些，以下将对此进行说明。积分器还接收基本目标发动机速度SpdEngBaseReq，其用于使积分器饱和，从而防止预估的发动机速度超过目标发动机速度。
以下仍须对如何确定目标发动机加速度进行说明。应当指出，通过限制器219将基本目标发动机速度SpdEngBaseReq供向减除方块220，减除方块220从受限目标发动机速度SpdEngBaseReqLimit减去预估发动机速度SpdEngReq，给出实际发动机速度与目标发动机速度之差的预估值。系统控制着作为该差的函数的发动机加速度。在所示的实例中，目标发动机加速度选择成与SpdEngBaseReqLimit减去SpdEngReq的差成比例，在222处引入比例常数GainAccEng。这个过程就为发动机加速度提供了适当的曲线，其在发动机的速度远离目标值时很大，而随着发动机速度接近目标值而下降。然而，显然，可以选择不同的函数来设定目标发动机加速度AccEng。
另一个限制器224保证理想发动机加速度不会超过可接受的限制范围。然后需要计算为获得发动机加速度AccEng所需的过载转矩TrqAcc。原则上，并且忽略能量损失的话，TrqAcc等于AccEng乘以涉及发动机的动力传动系统惯量Je。然而，如上所述，在实际传动装置中Je并不是常数。现在将对如何计算TrqAcc和发动机加速度之间的关系提供说明。这种关系由用于将变速器联接于发动机和车轮上的齿轮装置的具体形式而产生，并且图7提供了对一种适当设置结构的示意举例说明。其为本领域内已知的双状态、动力再循环型，例如见于包括EP933284在内的Torotrak(Development)有限公司的早期专利中。在图7中，发动机示于700处，变速器示于702处，而通向从动车轮的传动装置的输出示于704处。周转“分路”齿轮装置设置结构示于706处而方框R1-R4表示传动装置中不同点处的传动比。
通常，周转轮系包括行星齿轮架CAR、太阳齿轮SUN和环形外齿轮ANN。行星齿轮架CAR由发动机通过齿轮装置R1、R3驱动。太阳齿轮通过R1、R2和变速器702自身驱动瞬时变速器比率将被称作Rv。
为了接合低态(在低态下，可得到的变速器传动比的范围对应于传动比的低范围)，将低态离合器LC接合，从而通过具有比率R4的齿轮装置将环形齿轮ANN联接于输出704上。在低态下，动力按照本领域内的普通技术人员所熟悉的方式通过变速器再循环。
为了接合高态(在高态下，可得到的变速器传动比的范围对应于传动比的较高范围)，将高态离合器HC接合，从而形成从变速器输出通过离合器HC连至齿轮装置R4进而连至传动装置输出的传动路径。
发动机和传动装置的惯量表示为J1，其包括发动机的惯量；J2，联接于太阳齿轮SUN上的惯量；和J3联接于环形齿轮ANN上的惯量。三个惯量的旋转速度分别称作ω1、ω2和ω3。因此ω1在图中为发动机速度。
TrqAcc与发动机加速度(dω1/dt)之间的关系利用能量守恒定律而得到。输入动力ω1xTrqAcc转向改变传动装置的动能，并且导致速度的变化。
首先看低态情况，惯量J3被连接于车轮上并受到传动装置输出转矩的作用，该输出转矩当然与TrqAcc分开处理。这样，就只需要考虑J1和J2的动能Q1和Q2。
Q1＝1/2J1ω12Q2＝1/2J2ω22总动能QTOT＝1/2(J1ω12+J2ω22)(Eq 1)由于控制系统监控着变速器比率Rv，因此可根据ω1来表述ω2。
ω2＝R1R2Rvω1(Eq 2)将公式1代入公式2QTOT＝(J1+J2(R1R2Rv)2)ω12并且该动能的变化率等于输入功率，因此
dQTOT/dt＝TrqAccx＝(J1+J2(R1R2Rv)2)ω1dω1/dt+(2J2R12R22RvdRv/dt)ω12/2因此，就可以确定加速发动机所需的过载转矩TrqAcc，该值在200处被加到目标发动机转矩TrqEngBaseReq，如上所述。
参看图6所述的过程可以被描述为“前馈”策略。其为两个重要的控制变量-TrqEngReq和TrqReacVarReq，即用于控制发动机的转矩需求和用于控制传动装置的反作用转矩需求提供数值。这些数值根据对系统响应的预测来获得(因此用术语“前馈”)。然而，这些值并未被直接送往控制着发动机和传动装置的设备。相反，根据关于发动机速度的反馈对它们进行修正(以上给出的概要中的步骤7)。反馈策略利用所预测的发动机速度SpdEngReq，其为来自前馈策略的第三重要输出。
为了理解前馈和反馈策略如何协作，参看图8，其为发动机速度(垂直轴线，单位为弧度每秒)相对于时间(水平轴线，单位为秒)的曲线图。线800表示根据对驾驶员需求的释译而推导出的基本目标发动机速度SpdEngBaseReq。在12.5和13秒之间，驾驶员的加速器控制急剧下降并且基本目标发动机速度瞬时从100弧度每秒以下增大至250弧度每秒以上，与所增加的发动机动力要求相符合。线802表示根据前馈策略所预测的发动机速度SpdEngReq。当然，其滞后于基本目标发动机速度，因为发动机加速受到物理限制。该图还示出了受控的曲线。线804表示实际发动机速度，看上去稍微偏离预测值。反馈策略所做的是调整应用于发动机和传动装置上的需求以便减小实际发动机速度804从由前馈策略提供的预测值802的偏差。
在控制策略的前馈部分中，优先调节发动机转矩以便产生加速发动机所需的过载转矩(或者为减速发动机自然所需的转矩亏额)。只有当发动机不能提供所需转矩时，才对传动装置进行调节(其导致车轮转矩偏离驾驶员所需的值)。然而，在策略的反馈部分中，优先对传动装置进行调节以便改变应用于发动机上的负载转矩。只有当在只通过对传动装置的调节来执行的情况下，策略的该部分所需的“控制作用”将会导致车轮转矩从驾驶员所需的车轮转矩偏离不可接受的程度时，才由反馈策略调节发动机转矩。因为对由传动装置应用的负载转矩的调节能够比较迅速地进行，反馈策略才能够快速地对发动机速度从理想值的偏离做出反作用。
图9提供了对用于修正所需变速器反作用转矩TrqReacVarReq和需要的情况下还用于修正所需发动机转矩TrqEngReq的反馈策略的概览，例如尽可能以便减小发动机速度SpdEng从预测值SpdEngReq的偏离情况。由于空间限制，在图9中省略了大多数的变量标号等，该图的四个主要部分而是在图10、11、12和13中进行了放大示出。
图9的虚线环900中所示并且在图10中更详细地示出的反馈策略的各元件用于产生“控制作用”TrqEngCtrl，其表示为校正发动机速度SpdEng从预测值SpdEngReq的偏离因而反馈策略所需的发动机转矩与负载转矩之间的动态转矩平衡的变动。这部分策略既接收SpdEngReq，又接收表示当前传动装置工作点-当前发动机速度SpdEng和当前传动装置状态CurrRegime-的数据。控制作用根据发动机速度误差SpdEngErrTRV建立，其在1000处通过由SpdEngReq减去SpdEng而建立。SpdEngErrTRV应用于常规型的比例积分微分控制器(PID)1002上。复位逻辑1004既接收当前传动装置状态CurrRegime，又接收“驱动控制“的状况StatusDriveFB(驾驶员由此选择向前、倒转、空档等等)，并且在适当的情况下，设定标记FlagPLSpdEngDr以便复位PID控制器1002。这样，例如，当驾驶员选择“停车”或“空档”时，PID控制器就被复位。当传动装置从一个状态移至另一个状态时，PID也被复位。这是因为状态改变占用有限的时段，在该时段中接合低态和高态，其有效地按照同步比率锁定变速器。在这种条件下，变速器不能对压力输入做出响应并且发动机速度误差不能由传动装置进行校正，因为按照固定同步比率，发动机速度与车辆速度简单地成比例。因此受控的PID在这种条件下就被“终止”，因此需要将其复位。
PID控制器1002对发动机速度误差的响应按照已知方式依赖于两个数值Kp和Ki(比例和积分系数)。要注意在这个实施例中，并不存在微分系数输入，事实上PID控制器并不使用发动机速度误差的微分。使用微分项目证明并无必要并且由于噪声原因可能存在问题。系数Kp和Ki由接收标记FlagTrqReacVarLim的增益程序1006确定，该标记显示两种可能条件之一，在下文中将对其进行更清楚地描述。在第一条件下，控制作用可通过单独调节传动装置来执行，PID控制器1002控制着这种调节过程。在第二条件下，传动装置调节处于饱和-即已对传动装置做出最大可接受调节并且其不足以执行校正发动机速度误差所需的控制作用。在这种条件下，需另外对发动机转矩做出调节并且利用PID控制器来确定这种发动机调节的数值。由于发动机和传动装置以及用于控制它们的致动器的不同特征，因此在两种条件下PID控制器1002的所需增益并不相同，并且由增益程序1006确定，其根据以下方面设定系数Kp和Kii标记FlagTrqReacVarLim；ii进气歧管的时间常数TcMan，其与确定影响发动机转矩变化的时间滞后有关；iii发动机速度误差SpdEngErrTRV自身；以及iv复位标记FlagPLSpdEngD。
系数的数值可被作为增益程序输入的数学函数而求出，或者象在实施例中一样通过查阅表而查得。
根据发动机速度误差，按照由系数Kp和Ki确定的方式，PID控制器确定控制作用TrqEngCtrl。该数量为转矩并且表示为校正发动机速度误差因而反馈策略所需的发动机转矩与负载转矩之间的动态转矩平衡的变动。
现在将说明控制作用的执行方式-即反馈策略如何确定所使用的对传动装置和反动机转矩设置的改动内容以便提供动态转矩平衡的所需变动。
第一步为产生控制作用是否可单独通过调节传动装置来执行，而不需要调节发动机转矩。记得通过调节由变速器产生的反作用转矩，就调节了应用于发动机上的负载转矩，但是这就使车轮转矩产生了相应的偏差，其可能被驾驶员察觉到并且不受欢迎。另外，随着传动装置传动比接近齿轮空档，车轮转矩与负载转矩的比就增大，因此对负载转矩的给定调节就造成车轮转矩偏差增大。因此，在低比率下，单独依赖于传动装置来控制发动机速度偏差并不合适，因为这样做可能会导致产生不适当的车轮转矩。解决这个问题的方法分为三步i确定可接受的车轮转矩(在根据驾驶员需求设定的理想车轮转矩TrqWhlDriverReq之上和之下)的范围；ii确定与车轮转矩范围相应的发动机负载转矩的范围；以及
iii然后确定是否能够通过单独调节传动装置来提供发动机动态平衡的所需变动，而不背离发动机负载转矩范围(因此不背离车轮转矩范围)。
这些步骤中的第一步示于图9的虚线环902中，并且在图11中进行了更详细的示出。可接受的车轮转矩离理想值TrqWhlReq的偏差水平DeltaTrqWhl可按照若干不同的方式计算。最理想的是部分大约为驾驶员的感觉。在图11中，该值的计算在1104处进行。最简单地，可将DeltaTrqWhl选择为常数。这种做法示于用于提供一种工作系统。替代地，DeltaTrqWhl可作为加速器控制位置和/或车辆速度和/或目标车轮转矩的函数来计算。因此，例如，当由驾驶员显示的车轮转矩需求很低，或者车辆速度很低或者目标车轮转矩很低时，车轮转矩可受到更精密地约束以便符合驾驶员需求。当驾驶员要求较大的车轮转矩时，可容许需求值与实际值之间存在更大的偏差。
方块1104的输出DeltaTrqWhl被导向限制器1106，限制器1106保证车轮转矩值不会超过界限DELTATRQWHLMAX和DELTATRQWHMIN。然后在加法器1108和减法器1110处，将其分别加至理想车轮转矩TrqWhlReq和从理想车轮转矩TrqWhlReq上减去，以便提供总车轮转矩的最大和最小可接受值。这些值的正确量级取决于车辆控制是被设为向前还是倒转，因为TrqWhlReq的符号在倒转时为负而在向前操作时为正。这个方面由开关1112来维护，其根据标记DriveSelected来选择从加法器1108和减法器1110直接输出还是经过换向器1114输出，并且依次输出表示可接受车轮转矩范围的变量TrqWhlMax和TrqWhlMin。
由于车轮转矩和发动机负载转矩相关，因此可接受的车轮转矩范围与特定的发动机负载转矩范围相对应。本系统使用传动装置的数学模型来确定与可接受的车轮转矩范围TrqWhlMin和TrqWhlMax相对应的发动机负载转矩范围(以上概要的步骤(ii))。相关功能方块示于904处并且更详细地示于图12中。
当前发动机速度SpdEng和车辆速度SpdVeh为方决904的输入，并且一起使得能够确定当前的传动装置比率。如果传动装置为100％效率，则简单地将传动装置比率除以车轮转矩就会给出发动机负载转矩。然而，在实际的传动装置中会发生能量损失，因此车轮转矩/负载转矩关系更加复杂。使用以上输入以及影响传动装置效率的当前传动装置状态CurrRegime，利用物理模型1200来将最大、最小和目标车轮转矩TrqWhlMax、TrqWhlMin和TrqWhlReq分别转变成最大、最小和所需发动机负载转矩TrqLoad@TrqWhlMax、TrqLoad@TrqWhlMin和TrqLoad@TrqWhlReq。最大和最小值代表在不引起车轮转矩从驾驶员需求产生不可接受的偏差的情况下可由传动装置应用于发动机上的负载转矩的范围。
最大、最小和所需发动机负载转矩与控制作用TrqEngCtrl一起被传送至在图9中包含于虚线环906中并且在图13中放大示出的策略部分，其用于确定为执行控制作用而需要对发动机和传动装置设置进行的调节。在1300和1302处，将所需发动机负载转矩TrqLoad@TrqWhlReq(与所需车轮转矩相对应)从最大可接受发动机负载转矩TrqLoad@TrqWhlMax和最小可接受发动机负载转矩TrqLoad@TrqWhlMin上减去，以便分别产生对发动机转矩与负载转矩之间的动态平衡的最大和最小调节量，其可在不背离可接受车轮转矩范围的情况下由传动装置调节来产生。它们在图中分别给以变量名DeltaTrqEng4TrqReacVarMax和DeltaTrqEng4TrqReacVarMin，并且被输入至限制器1304，限制器1304还接收在1306处反向(即乘以负一)的控制作用TrqEngCtrl的值。限制器确定控制作用是否落在DeltaTrqEng4TrqReacVarMax和DeltaTrqEng4TrqReacVarMin之间-即所需控制作用是否可在不背离可接受车轮转矩范围的情况下单独由传动装置调节来执行。如果能够-即如果控制作用TrqEngCtrl落在相关范围之内-则限制器的输出TrqEng4TrqReacVarClip被设定成等于控制作用TrqEngCtrl的负值。如果控制作用落在范围之外，则传动装置调节就已饱和，并且限制器的输出TrqEng4TrqReacVarClip被设定成等于对负载转矩的最大或最小可接受调节量-即被调节为DeltaTrqEng4TrqReacVarMax或DeltaTrqEng4TrqReacVarMin。标记FlagTrqEng4TrqReacLim也由限制器输出以便显示传动装置调节是否已饱和。其功能将在下文进行说明。
加法器1308和发动机转矩限制器1310一起确定将要应用于发动机上的转矩需求TrqEngDes。加法器接收由前馈策略建立的所需发动机转矩TrqEngReq并且将其加至(a)控制作用TrqEngCtrl和(b)来自限制器1304的输出TrqEng4TrqReacVarClip。记得当传动装置调节并未饱和时(即控制作用可单独通过传动装置调节来执行)，TrqEngCtrl等于TrqEng4TrqReacVarClip乘以负一。因此，在这种情况下，TrqEngCtrl和TrqEng4TrqReacVarClip互相抵消并且来自加法器1308的输出TrqEngDesShunt等于所需发动机转矩TrqEngReq。即，反馈策略并不修正所需发动机转矩。然而，如果传动装置调节已饱和，则TrqEngCtrl和TrqEng4TrqReacVarClip之和并不为零，并且被加至所需发动机转矩TrqEngReq。结果是控制作用TrqEngCtrl的不能通过调节传动装置来执行的部分而是被加至发动机需求的转矩上。
当然，对发动机能够提供的最大和最小转矩有物理限制。为了将这些考虑在内，如果其落在可用范围TrqEngMin至TrqEngMaxAvail之外，发动机转矩需求限制器1310就箝位TrqEngDesShunt，因此结果就是最终发动机转矩需求TrqEngDes，其被传送至发动机转矩控制器。FlagTrqEngLim显示限制器是否作用。
传动装置的物理模型1312用于建立控制传动装置所用的最终控制值TrqReacVarDes。再次参看图6，并且记得前馈策略为由变速器应用的发动机负载转矩提供了值TrqLoad(来自闩锁策略208的输出)。其在1314处被加至受箝位的控制作用TrqEng4TrqReacVarClip，所得的值TrqEng4TrqReacVarDes被输入至物理模型1312。该模型将发动机负载转矩转变成变速器反作用转矩需求。其根据当前传动装置状态和变速器比率来这样做。控制着传动装置的软件使用模型的输出TrqReacVarDes以便设定应用于变速器活塞30上的压力需求(图1)。
当对发动机速度的理想校正作用实际上不能在车轮转矩并不过于偏离驾驶员所需值的情况下提供时，就存在对发动机和传动装置的反馈调节都已饱和的情况。在这些情况下，可以预期来自PID控制器1002的输出的数量由于积分项而不合要求地随着时间而增大(或者“终止”)。为了防止这种情况，AND连接1316既接收FlagTrqEng4TrqReacVarLim又接收FlagTrqEngLim，这两个标记显示传动装置和发动机调节是否处于它们的界限范围内。AND连接的输出形成标记FlagAntiWindup，其被输入至PID控制器1002以便禁止终止。
以上实施例仅用于举例说明，并且申请权利要求的本发明的实际执行方式当然可采用其它形式。例如，可以使用根据先进控制理论的一些其它闭环控制器例如状态空间或“H无限”或滑动模式控制器来代替PID控制器。
权利要求
1.一种控制连续可变比率传动装置类型的方法，该传动装置包括具有旋转式输入与输出构件的连续可变比率单元(“变速器”)，变速器通过该输入与输出构件而联接于发动机与从动部件之间，变速器接收初级控制信号并构置成对其输入与输出构件施加转矩，对于给定的变速器传动比而言，所施加的转矩与控制信号直接相应，这种方法包括确定目标发动机加速度，确定变速器的初级控制信号与发动机转矩控制的设定，以便提供所需的发动机加速度并基于这些设定情况来调节控制信号和/或发动机转矩控制，预测随后的发动机速度变化，基于对实际与预测发动机速度的比较情况来校正控制信号与发动机转矩的设定值。
2.根据权利要求1所述的方法，其中在预测发动机速度变化时为发动机特征留出余量。
3.根据权利要求1或2所述的方法，包括计算期望由发动机产生的瞬时转矩并且在预测发动机速度变化时使用算出的转矩值。
4.根据前述权利要求中任一项所述的方法，其中在预测发动机速度变化时为传动装置特征留出余量。
5.根据前述权利要求中任一项所述的方法，其中变速器的构造和设置使得对于给定变速器传动比而言，由变速器施加于其输入和输出构件上的转矩与初级控制信号的量值成比例。
6.根据前述权利要求中任一项所述的方法，其中变速器的构造和设置使得由变速器施加于其旋转输入和输出构件上的转矩之和总是与初级控制信号的量值成比例。
7.根据前述权利要求中任一项所述的方法，其中控制信号采用两个液压压力之间的差的形式。
8.根据前述权利要求中任一项所述的方法，其中目标发动机加速度根据当前和目标发动机速度之间的差来计算。
9.根据前述权利要求中任一项所述的方法，其中目标发动机速度根据用户输入来设定。
10.根据权利要求9所述的方法，其中用户输入被释译为对传动装置输出转矩和发动机速度的需求。
11.根据权利要求10所述的方法，其中驾驶员对传动装置输出转矩和发动机速度的需求根据发动机效率因素进行修正。
12.根据前述权利要求中任一项所述的方法，其中使用传动装置特征的模型来将所需传动装置输出转矩转变成目标发动机转矩。
13.根据权利要求1-9中任一项所述的方法，其中在受到发动机限制的情况下，对发动机转矩控制器的转矩要求被设定成目标发动机转矩和加速动力系惯量所需的过载转矩TrqAcc之和。
14.根据前述权利要求中任一项所述的方法，其中将发动机对转矩控制器的响应进行建模以便提供对瞬时发动机转矩的估计值。
15.根据权利要求14所述的方法，其中将加速发动机所需的过载转矩TrqAcc从所估计的瞬时发动机转矩上减去以便获得由传动装置应用于发动机上的所需负载转矩，变速器控制信号受到调节以便提供所需负载转矩。
16.根据前述权利要求中任一项所述的方法，其中对发动机转矩和由传动装置应用于发动机上的负载转矩的瞬时值进行估计并用于计算发动机加速度，发动机加速度相对于时间进行积分以便提供对发动机速度的预测值，并且闭环控制被应用于发动机速度上以便将其向着预测值校正。
17.一种控制连续可变比率传动装置类型的方法，该传动装置包括具有旋转式输入与输出构件的连续可变比率单元(“变速器”)，变速器通过该输入与输出构件而联接于发动机与从动部件之间，变速器接收初级控制信号并构置成对其输入与输出构件施加转矩，对于给定的变速器传动比而言，所施加的转矩与控制信号直接相应，这种方法包括确定目标发动机加速度，确定加速动力系惯量所需的过载转矩TrqAcc以便获得目标发动机加速度，以及调节送往变速器的控制信号并且/或者调节发动机的转矩控制器，以便使发动机转矩等于由传动装置施加于发动机上的负载转矩加上过载转矩TrqAcc。
18.根据权利要求17所述的方法，其中变速器的构造和设置使得对于给定变速器传动比而言，由变速器施加于其输入和输出构件上的转矩总是与初级控制信号的量值成比例。
19.根据权利要求17所述的方法，其中变速器的构造和设置使得由变速器施加于其旋转输入和输出构件上的转矩之和总是与初级控制信号的量值成比例。
20.根据权利要求17至19中任一项所述的方法，其中控制信号采用两个液压压力之间的差的形式。
21.根据权利要求17至20中任一项所述的方法，其中目标发动机加速度根据当前和目标发动机速度之间的差来计算。
22.根据权利要求17至21中任一项所述的方法，其中目标发动机速度根据用户输入来设定。
23.根据权利要求22所述的方法，其中用户输入被释译为对传动装置输出转矩和发动机速度的需求。
24.根据权利要求23所述的方法，其中驾驶员对传动装置输出转矩和发动机速度的需求根据发动机效率因素进行修正。
25.根据权利要求17至24中任一项所述的方法，其中使用传动装置特征的模型来将所需传动装置输出转矩转变成目标发动机转矩。
26.根据权利要求17至25中任一项所述的方法，其中将发动机对转矩控制器的响应进行建模以便提供对瞬时发动机转矩的估计值。
27.根据权利要求26所述的方法，其中将加速发动机所需的过载转矩TrqAcc从所估计的瞬时发动机转矩上减去以便获得由传动装置应用于发动机上的所需负载转矩，变速器控制信号受到调节以便与所需负载转矩相对应。
28.根据权利要求17至27中任一项所述的方法，其中使用发动机和传动装置模型对发动机转矩和由传动装置应用于发动机上的负载转矩的瞬时值进行估计并用于计算发动机加速度，发动机加速度相对于时间进行积分以便提供对发动机速度的预测值，并且闭环控制被应用于发动机速度上以便将其向着预测值校正。
29.一种控制机动车辆动力系中发动机速度误差的方法，该动力系包括通过提供连续可变比率的传动装置来驱动至少一个车轮的发动机，该传动装置构置成对发动机施加选定的负载转矩并且容许传动比根据发动机速度的变化而变化，以便通过向涉及发动机的惯量应用净转矩而产生发动机加速度，所述净转矩为负载转矩与由发动机所产生的发动机转矩之和，在反馈环路中，这种方法包括以下步骤确定发动速度误差，向产生控制作用的闭环控制器提供发动机速度误差，该控制作用是对减少发动机速度误差所需的净转矩的修正，考虑到控制作用，产生(i)发动机转矩调节与(ii)负载转矩调节之间的控制作用的分配，以及实现这种调节。
30.根据权利要求29所述的方法，其中控制作用优先被分配至负载转矩调节。
31.根据权利要求1所述的方法，其中控制作用的执行包括只有当控制作用超过阈值时才调节发动机转矩，否则控制作用通过单独调节负载转矩而执行。
32.根据权利要求29至31中任一项所述的方法，还包括根据产生的从动轮处的转矩(车轮转矩)的偏差来限制对负载转矩的调节。
33.根据权利要求32所述的方法，其中车轮转矩的最大可接受偏差根据驾驶员的加速器控制位置、车辆速度和目标车轮转矩中的一项或多项来设定。
34.根据权利要求32或33所述的方法，还包括根据最大可接受车轮转矩偏差来计算最大负载转矩调节量的步骤。
35.根据权利要求29至34中任一项所述的方法，其中对发动机转矩的调节量通过由控制作用减去负载转矩调节量而产生。
36.根据权利要求29至35中任一项所述的方法，其中发动机速度误差使用预测发动机速度来确定。
37.根据权利要求29至36中任一项所述的方法，其中发动机速度误差通过比较当前发动机速度与预测发动机速度而产生，其中预测发动机速度通过根据发动机和传动装置设定情况计算发动机加速度并且将发动机加速度相对于时间积分而产生。
38.一种控制发动机速度的方法，包括以下步骤在考虑驾驶员输入的情况下产生对发动机和传动装置设定的基本要求、根据实际发动机和传动装置设定来预测发动机速度、以及利用根据权利要求29至37中任一项所述的方法来修正对发动机和传动装置设定的基本要求，其中发动机速度误差通过比较当前和预测发动机速度值而获得。
39.一种发动机速度的控制方法，其中对发动机和传动装置设定的基本要求根据前馈方法而建立并且根据权利要求29至38中任一项所述的反馈方法来调节。
40.根据权利要求39所述的方法，其中前馈方法优先使用发动机来控制发动机速度而反馈方法优先使用传动装置来控制发动机速度误差。
41.根据权利要求39或40所述的方法，其中前馈方法优先选择基本传动装置设定来提供驾驶员所需的车轮转矩并且选择基本发动机设定来获得所需发动机速度。
42.一种适于执行根据权利要求29至41中任一项所述方法的设备。
43.根据权利要求13所述的方法，其中反馈方法包括优先调节传动装置设定来控制发动机速度误差。
全文摘要
描述了一种控制连续可变比率传动装置类型的方法，该传动装置包括具有旋转式输入与输出构件的连续可变比率单元(“变速器”)，变速器通过该输入与输出构件而联接于发动机与从动部件之间，变速器接收初级控制信号并构置成对其输入与输出构件施加转矩，对于给定的变速器传动比而言，所施加的转矩与控制信号直接相应，这种方法包括确定目标发动机加速度，确定变速器初级控制信号和发动机转矩控制的设定以便提供所需发动机加速度并且根据这些设定来调节控制信号和/或发动机转矩控制，预测相应的发动机速度变化，考虑发动机和/或传动装置特征，以及根据实际与预测发动机速度的比较情况而校正控制信号和发动机转矩的设定。
文档编号F16H59/14GK1860315SQ200480014751
公开日2006年11月8日 申请日期2004年3月29日 优先权日2003年3月27日
发明者M·G·费尔德, S·W·默里 申请人:托罗特拉克(开发)有限公司