专利名称：用于皮带驱动连续可变变速器的管线压力控制装置的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种用于校正皮带驱动连续可变变速器(皮带驱动CVT)的管线压力的管线压力控制装置，用于防止管线压力过量或不足量，上述管线压力是一种皮带驱动CVT的自动控制调挡的压力源。
背景技术：
在一些皮带驱动连续可变变速器(皮带驱动CVT)中，将比例改变致动器或变挡致动器如步进马达引入相应于目标变速齿轮比(或目标滑轮比)的控制位置(角度步进数目)，从而响应于目标变速齿轮比产生第一级和第二级滑轮压力之间的压差。第一级和第二级可变宽度滑轮的V形槽的宽度由于第一级和第二级滑轮压力之间的压差而变化，其中它们的V形槽相互对准。因此，获得目标变速齿轮比。通常，在确定步进马达的角度步进(由“步进(Step)”表示)数目中，用“Ip”表示的且相应于发动机/车辆操作条件的理论变速齿轮比被认为或作为目标变速齿轮比I(0)。步进马达(转换致动器)的角度步进数目根据目标变速比I(0)通过显示在图14中的预定程序化角度步进Step-变速齿轮比ip特性图被计算或获得。管线压力使用由来自于油泵的工作流体(传动油)构成的媒介，其中第一和第二滑轮压力从上述管线压力开始，上述油泵由发动机驱动。从而，管线压力的压力值十分影响发动机燃油经济性或车辆的燃油消耗，因为上述原因，通常设计CVT以将管线压力调节到最小值。但是，执行管线压力控制期间，例如由于硬件单元之间的变化或每一硬件单元的个别操作特性，存在管线压力将不足的可能性，从而管线压力值小于第一或第二滑轮压力。如果管线压力不足，实际的Step-ip特性倾向于偏离图14所示的预定程序Step-ip特性。例如，图14中的预定程序Step-ip特性用图11中的实线所示出的取代，其中不被取代的Step-ip特性用图11中的虚线表示。在所产生的管线压力不足的情况下，因为相同的目标变速齿轮比I(0)，需要更多的角度步进。特别地，除非传递指令(控制命令)给步进马达来处理多余的角度步进α，则不能获得目标变速齿轮比。由于管线压力值不足，获得目标变速齿轮比将被延迟的可能性会增加。如果要求最高的变速比，将不能被获得。假如在传统采纳的方案中，控制第一级滑轮压力来控制第一级滑轮压力和第二级滑轮压力之间的压差。根据传统方案下面将参见图15来描述未获得最高变速比的上述情况。在图15中，水平轴表示通过步进马达控制的转换控制阀的阀冲程(即，阀开口)，垂直轴表示液压。当管线压力足够高时，从管线压力开始的第一级滑轮压力达到所需的第一级滑轮压力，其相应于在由图15中的实线所示的冲程量L1下的目标变速比Ip(＝最高的变速比)。从而能获得最高的变速比。但是，当管线压力小于相应于目标变速齿轮比Ip(＝最高变速比)的所需第一级滑轮压力时，从管线压力开始的第一级滑轮压力并不到达由图15中的虚线所示的所需的第一级滑轮压力。因此，不能获得最高的变速比。由于上述原因，更早的管线压力控制装置根据步进马达相应于目标变速齿轮比I(0)的角度步进数目Astep和根据实际变速齿轮比ip计算或估算的角度步进数目Bstep之间的偏差|Astep-Bstep|来校正管线压力。在更早的管线压力控制装置中，刚在未获得最高变速比的特殊状态之前，换句话说，就在管线压力不足或过量之后，就对管线压力进行校正。正如上面所提出的那样，如果管线压力不足并且如果管线压力过量，更早的管线压力控制装置启动或执行管线压力校正(管线压力补偿)，从而避免了下述问题实际变速比ip到达目标变速比I(0)被延迟。一种这样的管线压力控制装置已经被公开在日本专利临时申请号为2004-100737的文本中(在此称之为″JP2004-100737″)。
发明内容
但是，先前描述的、在JP2004-100737中公开的更早的管线压力控制装置具有下述缺点。例如，在变速齿轮比(transmission gear ratio)(滑轮比)保持在高速侧变速比的高速条件下，如果加速器踏板被缓慢向下压动来加速车辆，管线压力增加延迟。因此，可能存在不期望的不规则波动。例如，管线压力变得小于第一或第二级滑轮压力。另外，管线压力可能以不希望的方式增加。这样的比例改变控制(转换控制)不规则波动是不期望的。并且，本发明的发明人已经认识了仍有空间来减小车辆启动期间所输送的管线压力，用于改进燃油经济性或减小燃油消耗率。
考虑前面所意识到的事实实施了本发明。本发明的目的是提供一种管线压力控制装置，其使用皮带驱动连续可变变速器(皮带驱动CVT)并能减小管线压力以提高燃油经济性。本发明的另一特别目的是提供一种能平衡两个相反要求的管线压力控制装置，即改进了由于不适宜减小的管线压力和不需的管线压力上升而存在的响应延迟(换句话说，及时有效地减小管线压力，即，改进了燃油经济性)，并且防止了比例改变控制的不期望的不规则波动。
为了达到本发明的前述所提到的和其他目的，一种皮带驱动连续可变变速器的管线压力控制装置，使用传动皮带侧的第一级可变宽度滑轮、从动滑轮侧的第二可变宽度滑轮、在第一级滑轮和第二级滑轮上运行的传动皮带和转换致动器，通过都从管线压力开始的第一级滑轮压力和第二级滑轮压力之间的压差来改变第一级滑轮和第二级滑轮的V形槽宽度从而获得转换致动器的目标变速比，所述压差通过将转换致动器引入相应于目标变速比的控制位置而形成的，包括车辆信息检测器，其检测发动机和车辆的操作条件；液压调节器，其调节第一级滑轮压力和第二级滑轮压力；控制单元，其被构造成电力地连接到车辆信息检测器和液压调节器上，用于根据操作条件来自动控制液压致动器；其中所述皮带驱动连续可变变速器使用传动皮带侧的第一级可变宽度滑轮、从动滑轮侧的第二可变宽度滑轮、在第一级滑轮和第二级滑轮上运行的传动皮带和转换致动器(shift actuator)，通过都从管线压力开始的第一级滑轮压力和第二级滑轮压力之间的压差来改变第一级滑轮和第二级滑轮的V形槽宽度从而获得转换致动器的目标变速比(target transmission ratio)，所述压差通过将转换致动器引入相应于目标变速比的控制位置而形成的，所述控制单元包括被编程用于执行下列程序的处理器，这些程序是根据操作条件确定理论变速比；至少考虑硬件响应延迟，根据理论变速比计算目标变速比；将目标变速比转换成转换致动器的参考模式操作位置；以第一级滑轮的旋转速度与第二级滑轮的旋转速度之比计算实际变速比；将实际变速比转换成转换致动器的实际变速比相关的操作位置；计算参考模式操作位置和实际变速比相关的操作位置之间的位置偏差；以一种方式校正管线压力以减小位置偏差。
根据本发明的另一方面，提供了一种控制皮带驱动连续可变变速器的方法，皮带驱动连续可变变速器使用传动皮带侧的第一级可变宽度滑轮、从动滑轮侧的第二可变宽度滑轮、在第一级滑轮和第二级滑轮上运行的传动皮带和转换致动器，通过都从管线压力开始的第一级滑轮压力和第二级滑轮压力之间的压差来改变第一级滑轮和第二级滑轮的V形槽宽度从而获得转换致动器的目标变速比，所述压差通过将转换致动器引入相应于目标变速比的控制位置而形成的，所述方法包括检测发动机和车辆的操作条件；根据操作条件确定理论变速比；至少考虑硬件响应延迟和干扰，根据理论变速比计算目标变速比；将目标变速比转换成转换致动器的参考模式操作位置；以第一级滑轮的旋转速度与第二级滑轮的旋转速度之比计算实际变速比；将实际变速比转换成转换致动器的实际变速比相关的操作位置；计算参考模式操作位置和实际变速比相关的操作位置之间的位置偏差；以一种方式校正管线压力以减小位置偏差。
通过参见附图及下面的描述，能理解本发明的其他目的和特征。
参见附图并通过下面的描述，能理解本发明的其他目的和特征，附图如下图1是一实施例的系统图，该实施例显示了使用皮带驱动CVT的管线压力控制装置的车辆传动系和皮带驱动连续可变变速器控制系统(比例改变控制系统)的部分。
图2是显示图1中所示的比例改变控制系统的细节的系统方框图。
图3是显示执行在CVT控制器的转换控制部分中的目标变速齿轮比I(0)的方框图。
图4A是预定程序的时间-步进数目特性图，用来确定一阶时滞系统的时间常量Tm，适于下调挡并用于在CVT控制器的转换控制部分内计算目标变速齿轮比I(0)。
图4B是预定程序的时间-步进数目特性图，用来确定一阶时滞系统的时间常量Tm，适于上调挡并用于在CVT控制器的转换控制部分内计算目标变速齿轮比I(0)。
图5是流程图，显示了执行在该实施例的管线压力控制装置的CVT控制器的压力控制部分内的管线压力控制程序。
图6是预定程序的传动输入转矩Ti-变速比ip-所要求的第二级滑轮压力Psec*特性图。
图7是预定程序的传动输入转矩Ti-变速比ip-所要求的第一级滑轮压力Ppri*特性图。
图8是流程图，显示了图5中的步骤S7的管线压力校正值ΔP的算术逻辑过程的子程序。
图9是方框图，显示了详细的管线压力校正值ΔP计算过程。
图10是时间表，显示了该实施例的管线压力控制装置在根据发动机/车辆操作条件所执行的车辆加速期间的操作，发动机/车辆操作条件至少包括在启动期间的加速器开度APO和车辆速度VSP。
图11是是时间表，显示了更早的管线压力控制装置在根据发动机/车辆操作条件所执行的车辆加速期间的操作，发动机/车辆操作条件至少包括在启动期间的加速器开度APO和车辆速度VSP。
图12是时间表，显示了在高速侧变速齿轮比下稳定状态驱动期间当车辆由于加速器踏板的缓慢压下而加速时本实施例的管线压力控制装置的操作。
图13是时间表，显示了在高速侧变速齿轮比下稳定状态驱动期间当车辆由于加速器踏板被缓慢压下而加速时更早的管线压力控制装置的操作。
图14是在正常的管线压力条件下的预定程序的角度步进Step-变速比ip特性表。
图15是时间表，解释了由于不足的管线压力而没有获得最高变速比(最高滑轮比)的现象(参见虚线)，和由正常的管线压力满意获得最高变速比的操作模式(参见实线)。
具体实施例方式
现在参见附图，尤其参见图1，显示了具有皮带驱动连续可变变速器1(皮带驱动CVT)的机动车辆的传动系的部分，和比例变换控制系统的详细结构。从图1的系统图可看出，皮带驱动CVT1使用在一对可变宽度的滑轮2和3上运行的环形驱动皮带4如环形的分段钢带，滑轮2和3即是第一级传动滑轮和第二级从动滑轮，它们的有效直径连续变化以提供变化的滑轮比或变速齿轮比。如图1所示，第一级滑轮2和第二级滑轮3的V形槽相互对准，驱动皮带4缠绕在第一级滑轮2和第二级滑轮3的V形槽中。发动机5的发动机曲柄轴与第一级滑轮2的轴同轴对准。由发动机5产生的能量输出通过锁定转矩转换器6和前后转换机构或前后离合器7(简单地称为F/R离合器)传递到皮带驱动CVT1上。F/R离合器7主要由双小齿轮行星齿轮组7a构成。行星齿轮组7a的中心齿轮通过扭矩转换器6连接到发动机5上，而行星齿轮组7a的行星齿轮支架连接到第一级滑轮2上。F/R离合器7也包括正向离合器7b和反向制动器7c，行星齿轮组7a的中心齿轮和支架通过上述正向离合器7b直接相互连接和相互分开，反向制动器7c用于阻止或允许行星齿轮组7a的环形齿轮的旋转。由于啮合的正向离合器7b，转矩通过扭矩转换器6和F/R离合器7从发动机5传递到第一级滑轮2上而没有改变旋转方向。相反地，由于所使用的反向制动器7c，从发动机5传递到扭矩转换器6中的转矩进一步被传递到第一级滑轮2上，减小了旋转速度并且旋转方向不同。此后，通过第一级滑轮2和驱动皮带4传递给第二级滑轮3的转矩通过CVT输出轴8和齿轮组9被传递到差速齿轮10上，并然后通过轮轴传动轴传递到驱动轮(未示出)上。
为了改变第一级滑轮2的旋转速度与第二级滑轮3的旋转速度之比，即，变速齿轮比或能量传递期间的皮带驱动CVT1的滑轮比，第一级滑轮2和第二级滑轮3的V形槽如下述那样被构造。
第一级可变宽度的输入滑轮2的V形槽通过固定轮缘2a(固定槽轮)和可调轮缘2b(和可动槽轮)被构造，可调轮缘2b可在线性球轴承花键上轴向滑动以通过液压改变第一级滑轮2的V形槽宽度，上述液压通常被称之为“第一级滑轮压力Ppri”。以类似方式，第二级滑轮3的V形槽通过固定轮缘3a和可调轮缘3b被构造，可调轮缘3b可在线性球轴承花键上轴向滑动以通过弹簧偏压力(预载弹簧的预负载)加上通常被称之为“第二级滑轮压力Psec”的液压来改变第二级滑轮3的V形槽宽度。为了无极地改变皮带驱动CVT1的滑轮比，第一级滑轮2和第二级滑轮3的可调轮缘被设计为可相对于固定轮缘在线性球轴承花键上滑动并防止可调轮缘相对于各自的固定轮缘的相对旋转。实际上，第一级滑轮侧的驱动皮带4的旋转半径，换句话说，缠绕在第一级滑轮2的V形槽中的的驱动皮带4的接触圆环的半径，即，第一级输入滑轮2的有效层心直径的一半，和第二级滑轮侧的驱动皮带4的旋转半径，换句话说，缠绕在第二级滑轮3的V形槽中的驱动皮带4的接触圆环的半径，即，第二级输出滑轮3的有效层心直径的一半，能通过独立控制第一级滑轮压力Pri和第二级滑轮压力Psec来被单独改变。更详细地说，通过将第一级滑轮压力Ppri输送到第一级滑轮致动腔2c(或第一级滑轮致动气缸)中来朝相关的固定轮缘2a迫压第一级滑轮可调轮缘2b，同时通过将第二级滑轮压力Psec输送到第二级滑轮致动腔3c(或第二级滑轮致动气缸)中来朝相关的固定轮缘3a迫压第一级滑轮可调轮缘3b，以通过驱动皮带4能将能量传递在第一级滑轮2和第二级滑轮3之间，并保持驱动皮带摩擦接触输入滑轮2和输出滑轮3的V形槽。由于前述的CVT控制液压系统，在比例改变期间(转换期间)，通过所控制的第一级滑轮压力Ppri和第二级滑轮压力Psec之间的压差来改变第一级滑轮2和第二级滑轮3的V形槽宽度，从而能获得皮带驱动CVT1的目标变速齿轮比(所期望的滑轮比)。通过随后详细所述那样被控制的管线压力形成第一级滑轮压力Ppri和第二级滑轮压力Psec。
第一级滑轮压力Ppri的输出和第二级滑轮压力Psec的输出通过转换控制液压系统11(或液压调节器)来控制。以类似方式，用来啮合正向离合器7b的液压的输出和用于运用反向制动器7c的液压的输出通过转换控制液压系统11来控制。当选择前驱动范围(D范围)时正向离合器7b啮合。另一方面，当选择反向驱动范围(R范围)时运用反向制动器7c。转换控制液压系统11响应于来自传动控制器12(或CVT控制单元或CVT控制器)的控制命令信号来执行比例变化控制(转换控制)。
因此，CVT控制器12的输入接口电路接收各种输入信息数据信号，即，来自于用于检测第一级滑轮2的旋转速度Npri的第一级滑轮速度传感器13的信号、来自于用于检测第二级滑轮3的旋转速度Nsec的第二级滑轮速度传感器14的信号，来自于用于检测第二级滑轮压力Psec的第二级滑轮压力传感器15的信号、来自于用于检测加速器踏板的被压下量APO的加速器开度传感器16的信号，来自于显示被选择范围的抑制开关17的信号，来自于用于检测传动工作油(CVT工作油)的温度TMP的油温传感器18的信号，和来自于关于传动输入转矩的发动机控制器19的信号(如显示发动机速度和燃油喷射时间长度的信号)。先前提到的发动机控制器19电子控制发动机5。
转换控制液压系统11和CVT控制器12如图2所示。下文将详细描述转换控制液压系统11。转换控制液压系统11包括由发动机5驱动的油泵21。通过使用工作油为媒介的压力调节阀23将管线压力PL调节或调整为所需的管线压力PL*，所述油被输送到油循环系统22中。
油循环系统22中的管线压力PL一方面通过压力减小阀24被调节或调整并输送到第二级滑轮腔3c中作为第二级滑轮压力Psec，另一方面通过转换控制阀25被调节并被输送到第一级滑轮腔2c中作为第一级滑轮压力Ppri。
压力调节阀23响应于电磁螺线管23a的工作周期来控制管线压力PL。另一方面，压力减小阀24响应于电磁螺线管24a的工作周期来控制第二级滑轮压力Psec。
转换控制阀25具有中性位置25a、压力形成位置25b和压力减小位置25c。为了在这些位置之间切换，转换控制阀25连接到转换控制链接26的正中央上。用作比例改变致动器或转换致动器的步进马达27(或步进马达)连接到转换控制链接26的一端上。第二级滑轮的可动轮缘2b连接到转换控制链接26的另一端上。
步进马达27产生与其原位置相隔对应于目标变速比(或所需的滑轮比)的步进数目的控制位置。因为步进马达27的这种操作，转换控制链接26绕连接点(或支点)向可动轮缘2b摆动或振荡。由于转换控制链接26的振荡运动，转换控制阀25从其中性位置25a向压力形成位置25b或压力减小位置25c移动。从而，使用管线压力PL作为压力源来形成第一级滑轮压力Ppri。替换地，通过排气管的压力释放，第一级滑轮压力Ppri减小。因为第一级滑轮压力Ppri和第二级滑轮压力Psec之间的压差变化，将会上调挡到高速侧变速比或下调挡到低速侧变速比。因此，朝目标变速齿轮比(目标滑轮比)换挡。
前进过程中的比例改变操作通过第一级滑轮2的可动轮缘2b被反馈到转换控制链接26的相应端。转换控制链接26绕连接点(支点)从压力形成位置25b和压力减小位置25c中的任一位置朝中性位置25a向步进马达27振荡并摆回转换控制阀25。由此原因，当获得目标齿轮齿数比时，转换控制阀25返回到其中性位置25a上。目标变速齿轮比可以被维持。
CVT控制器12决定压力调节阀23的电磁螺线管的工作周期、压力减小阀24的电磁螺线管的工作周期，和被传给步进马达27的、与用于调挡的角度步进数目相关的指示。CVT控制器12也决定被输送给正向离合器7b用于正向离合器啮合的液压和被输送给反向制动器7c用于反向制动器运用的液压是否被反馈，正向离合器7b和反向制动器7c显示在图1中。从图2最清楚看出，CVT控制器12由压力控制部分12a和转换控制部分12b构成。
压力控制部分12a以下述方式决定压力控制阀23的电磁螺线管的工作周期和压力减小阀24的电磁螺线管的工作周期。转换控制部分12b如下述那样计算目标变速齿轮比I(0)。
图3是显示计算目标变速齿轮比I(0)的方法的方框图。首先，转换控制部分12b根据车辆速度VSP和加速器踏板被压下量APO通过理论变速齿轮比计算部分31从预编排程序的变速齿轮比图中计算或估计或获得目标输入旋转速度，上述车辆速度通过第二级滑轮2的旋转速度Nsec被估算或获得。所获得的目标输入旋转速度用第二滑轮3的旋转速度Nsec除。以这种方式，运算计算对应于发动机/车辆操作条件的理论变速齿轮比Ip，发动机/车辆操作条件例如是车辆速度VSP和对应于加速器开度的加速器踏板被压下量APO。
之后，第一级滑轮2的旋转速度Npri用第二级滑轮3的旋转速度Nsec除，从而计算出实际的变速齿轮比ip(＝Npri/Nsec)。理论变速齿轮比Ip与实际的变速齿轮比ip之间的偏差通过减法部分32(减法器)计算。之后，为了扰动变量补偿的目的，理论变速齿轮比Ip通过扰动变量补偿部分33来补偿。这产生了扰动补偿变速齿轮比I。在一阶时滞滤波器部分34内，考虑硬件响应延迟，先前所提到的扰动补偿变速齿轮比I用一阶时滞滤波器{1/(Tm·s+l)}来相乘，从而计算目标变速齿轮比I(0)(＝I·{1/(Tm·s+l)})。一阶时滞滤波器{1/(Tm·s+l)}如下所述那样被得到或计算或获得。
如果优先权被输入在下调挡(高至低下调挡)上，如此设置时间常量Tm以使对应于目标变速齿轮比I(0)的参考模式角度步进数目StpMdl与对应于实际变速齿轮比ip的参考模式角度步进数目Bstep之间的偏差ERRstep(＝Δstep1＝StpMdl-Bstep)大于被需要用于获得理论变速齿轮比Ip的步进马达27的角度步进数目Astep和对应于实际变速齿轮比ip的角度步进数目Bstep之间的偏差Δstep2(＝Astep-Bstep)，其中偏差ERRstep通过本实施例的管线压力控制装置来计算或获得，偏差Δstep2通过更早的管线压力控制装置计算或获得。通过采用本实施例中的管线压力控制装置如上面讨论那样来选择下调挡期间的时间常量Tm，如果加速器踏板被缓慢压下以在高速侧变速比下在稳定状态驱动期间加速车辆，管线压力PL响应于加速器踏板的缓慢被压而增加。因而，能保证合适的第一级和第二级滑轮推进，其相应于目标变速比和实际变速比之间的比例差。
如果优先权被输入在上调挡(低至高下调挡)上，如此设置时间常量Tm以使对应于目标变速齿轮比I(0)的参考模式角度步进数目StpMdl与对应于实际变速齿轮比ip的实际变速比相关的角度步进数目Bstep之间的偏差ERRstep(＝Δstep1＝StpMdl-Bstep)小于被需要用于获得理论变速齿轮比Ip的步进马达27的理论变速比相关的角度步进数目Astep和实际传动相关的角度步进数目Bstep之间的偏差Δstep2(＝Astep-Bstep)，其中偏差ERRstep(＝Δstep1)通过本实施例的管线压力控制装置来计算或获得，上述偏差Astep2(＝Astep-Bstep)通过更早的管线压力控制装置来计算或获得。通过采用本实施例的管线压力控制装置如上述讨论那样来选择上调挡期间的时间常量Tm，有效地防止了管线压力PL不必要地形成，从而实现了进一步改进的燃油经济性(进一步减小了燃油消耗率)。
考虑基于下调挡期间选择时间常量Tm的操作和效果之间的协调性，必须选择时间常量Tm或必须设定时间常量Tm来平衡下调挡期间的操作与效果和上调挡期间的操作与效果。
下面将参照图5中所显示的流程图来详细描述在压力控制部分12a中执行的算术和逻辑处理过程(或管线压力控制程序)。图5中的管线压力控制程序被执行作为时间触发中断程序以在每隔一预定抽样时间间隔如10毫秒内被触发。
首先，在步骤S1中，第一级滑轮2的旋转速度Npri用第二级滑轮3的旋转速度Nsec除以计算或获得实际变速齿轮比ip。
在接下来的步骤S2中，根据从发动机控制器19(参见图1)输出且与输入转矩相关的输入信息(如发动机RPM和燃油喷射时间长度)来计算传动输入转矩Ti。
在接下来的步骤S3中，根据实际变速齿轮比ip和传动输入转矩Ti并通过显示在图6中的预定程序的输入转矩Ti-变速比ip-所需的第二级滑轮压力Psec*特性图来计算和获得所需的第二级滑轮压力Psec*。根据由第二滑轮压力传感器15所检测的实际第二滑轮压力Psec和所需的第二级滑轮压力Psec*之间的偏差|Psec*-Psec|来执行反馈控制。从而，确定运用到压力减小阀24上的驱动信号的工作周期以至于通过基于偏差|Psec*-Psec|的反馈控制使实际的第二滑轮压力Psec更邻近于所需的第二级滑轮压力Psec*。所确定的工作周期(duty cycle)的驱动信号从CVT控制器的输出接口电路被输出到压力减小阀24的螺线管24a中。
下面将描述根据本实施例的装置被执行且显示在步骤S4以及下列等等中的管线压力控制。
在步骤S4中，根据实际的变速齿轮比ip和传动输入转矩Ti并通过显示在图7中的预定程序输入转矩Ti-变速比ip-所需的第一级滑轮压力Ppri*特性图来计算所需的第一级滑轮压力Ppri*。
之后，在步骤S5中，充分考虑转换控制阀25中的压力损失，根据实际变速齿轮比ip并通过预定程序的实际变速比ip-第一级滑轮压力容限特性图来计算或获得待设定的第一级滑轮压力容限(容许量因素)。
在步骤S6中，用图中所获得的容限乘以所需的第一级滑轮压力Ppri*。给出安全容限的偏置量进一步加到上述的图中所获得的容限乘以所需的第一级滑轮压力Ppri*之积上。以这种方式，计算目标第一级滑轮压力Ppri(0)作为安全容限(预定偏差)与前面提到的图中获得的容限乘以所需的第一级滑轮压力Ppri*之积的总和。
然后，在步骤S7中，如图8和9中所示，计算或估算第一级滑轮压力(管线压力PL的校正量，简单地，“管线压力校正值”)的过量或不足量ΔP。
现在参见图8，显示了管线压力校正值ΔP计算子程序(涉及图5中的步骤S7)。图8中的子程序也被执行作为时间触发中断程序以在每隔一预定抽样时间间隔如10毫秒内被触发。
在步骤S21中，根据实际变速齿轮比ip通过与转换控制或比例改变控制期间所执行的计算相反的变换计算来计算或估算步进数目，即实际变速比相关的步进数目Bstep(换句话说，步进马达27对应于实际变速齿轮比ip的控制位置)，所述步进数目体现在步进马达27在实际变速齿轮比ip下的。
之后，在步骤22中，计算对应于目标变速齿轮比I(0)的参考模式步进数目StpMdl。根据目标变速齿轮比I(0)并以类似于步骤S21的方式通过与转换控制期间所执行的计算相反的变换计算来计算参考模式步进数目StpMdl。
在步骤S23中，计算参考模式步进数目StpMdl和实际变速比相关的步进数目Bstep之间的偏差ERRstep(＝StpMdl-Bstep)。之后，从步骤S23到步骤S24执行子程序。
在步骤S24中，进行核对以确定实际变速齿轮比ip的改变Vi的时间率，换句话说，速度改变率和速度变化率是否小于参考设定值V(0)。当步骤S24的响应是肯定的(YES)，换句话说，当实际变速齿轮比的改变Vi的时间率相对低且小于参考设定值V(0)时，即|Vi|＜V(0)，那么从步骤S24到S25执行程序。相反地，当步骤S24的响应回答是否定的(NO)，换句话说，当实际变速齿轮比的改变Vi的时间率相对高且大于或等于参考设定值V(0)，即|Vi|≥V(0)，那么从步骤S24到S29执行程序。
在步骤S25中，进一步进行核对以确定实际变速齿轮比ip是否大于或等于对应于低速侧变速齿轮比的参考设定值i0(例如i0＝1.0)，即ip≥i0。当步骤S25的响应回答是否定(NO)时，换句话说，当对应于高速侧变速齿轮比的实际变速齿轮比ip的当前值小于i0时，即，ip＜i0，那么从步骤S25到S26执行程序。相反地，当步骤S25的响应回答是肯定(YES)时，换句话说，当对应于高速侧变速齿轮比的实际变速齿轮比ip的当前值大于或等于i0时，即，ip≥i0，那么从步骤S25到S30执行程序。
在步骤S26中，通过用参考模式步进数目StpMdl和实际变速齿轮比相关的步进数目Bstep之间的差值ERRstep(＝StpMdl-Bstep)减去所允许的偏差值LimStep所获得的差值(ERRstep-LimStep)，换句话说，步进马达27超过所允许偏差的位置偏差Δstep(＝ERRstep-LimStep)被积分。通过积分所获得的积分值{∫Δstep＝∫(ERRstep-LimStep)}乘以单元系统的第一增益G1，所述增益G1被用来将步进马达27的步进数目转换成第一级滑轮压力。所产生的乘积{(积分∫Δstep)×(1st增益G1)}在此被称之作为第一乘积G1×(∫Δstep)。步进马达27的位置偏差Δstep(＝ERRstep-LimStep)乘以单元系统的第二增益G2，所述增益G2被用来将步进马达27的步进数目变换成第一级滑轮压力。所产生的乘积((位置偏差Δstep)×(2nd增益G2))在此被称之为第二乘积G2×(Δstep)。第一乘积G1×(∫Δstep)和第二乘积G2×(Δstep)相加。通过第一乘积和第二乘积的总和值G1×(∫Δstep)+G2×(Δstep)，从总和值G1×(∫Δstep)+G2×(Δstep)中获得第一级滑轮压力的过量或不足量(管线压力校正值)ΔP，即ΔP＝G1×(∫Δstep)+G2×(Δstep)。
所允许的偏差量LimStep是目标偏差与通过学习所获得的原始学习值之和，其中所述目标偏差是用来校正步进马达27开始操作所聚集的步进数目的偏差。特别地，如果没有任何变化(没有任何加速和没有任何减速)的稳态驱动条件进行一预定时间以校正精确变化，步进马达27被安装或安装作为硬件单元，关于步进马达27的角度位置的原始学习值通过学习该条件下的偏差量来获得。所允许的偏差LimStep与所需的第一级滑轮压力相关，例如，如图15所示。
在步骤27和28中，确定第一级滑轮压力的最终过量或不足量ΔP(最终的管线压力校正值)，并且将第一级滑轮压力的过量或不足量ΔP(管线压力校正值)限定在上限和下限范围内，并也限定第一级滑轮压力的过量或不足量ΔP(管线压力校正值)相对于时间的变化率。
如果步骤S24的结果是实际变速齿轮比ip的变化Vi的时间率，即变换速度相对高并超过参考设定值V(0)，那么上述积分和相乘操作在步骤S29中停止。之后，从S29到S26执行程序，并且保持或维持积分值和相乘值不变。如果步骤S25的结果是实际变速齿轮比ip是低速侧变速比，大于或等于参考设定值V(0)，那么在步骤S30中第一级滑轮压力的过量或不足量ΔP(管线压力校正值)被再次设定为零(即，ΔP←0)。之后，从步骤S30到步骤S27执行程序。
图9是显示在图8中的管线压力校正值ΔP计算子程序形式的方框图。参见图9的方框图，先前所提到的参考模式步进数目StpMdl首先根据目标变速齿轮比I(0)通过参考模式步进数目计算部分35采用与转换控制期间所执行的计算相反的转换计算被计算，其中所述参考模式步进数目StpMdl对应于通过一阶时滞滤波器部分34所获得的目标变速齿轮比I(0)。同时，先前所提到的实际变速比相关的步进数目Bstep根据实际变速齿轮比ip通过实际变速比相关的步进数目计算部分36采用与转换控制期间所执行的计算相反的转换计算而被计算。然后，减法部分(或减法器)37计算参考模式步进数目StpMdl与实际变速比相关的步进数目Bstep之间的差值ERRstep(＝StpMdl-Bstep)。
同时，加法部分(或加法器)38计算目标偏差和通过学习所获得的原始学习值之和，从而计算或获得先前提到的允许偏差LimStep。减法部分39(或减法器)用偏差ERRstep(＝StpMdl-Bstep)减去允许偏差LimStep，从而计算步进马达27超过允许偏差LimStep的位置偏差Δstep(＝ERRstep-LimStep)。位置偏差上下限值限制器40限制位置偏差Δstep的上限和下限以便利于后面所执行的计算。
当转换速度低且小于参考设定值Vi(0)时，积分控制运行决定装置41选择增益乘法器43来根据上述提到的一个输入的位置偏差Δstep(＝ERRstep-LimStep)来执行积分控制运行。相反地，当转换速度高且超过参考设定值Vi(0)时，积分控制运行决定装置41选择零输入部分42来维持积分值。
如果积分控制运行决定装置41选择位置偏差上下限值限制器40，增益乘法器43用单元系统的1st增益G1乘以位置偏差Δstep(＝ERRstep-LimStep)，以将步进马达27的步进数目变换成第一级滑轮压力。位置偏差Δstep用1st增益G1相乘，产生乘积IPFBGP(＝Δstep×G1)。用积分器44对乘积IPFBGP(＝Δstep×G1)进行积分以产生积分值G1×(∫Δstep)。在该实施例中，积分器44将输出积分值限定在上下限范围内。相反地，如果积分控制运行决定装置41选择零输入部分42，从放大乘法器43中产生的输出值IPFBGP变为零(IPFBGP＝0)，所以积分器44的输出也变成零值。
当转换速度Vi低且小于参考设定值Vi(0)时，比例控制运行决定装置45选择比例控制运行再设定决定装置47以根据前面所提到的一个输入的位置偏差Δstep来执行比例控制运行。当转换速度Vi高且超过参考设定值Vi(0)时，比例控制运行决定装置45选择反馈部分46来保持位置偏差Δstep。
当实际的变速齿轮比ip是高速侧变速比，小于或等于参考设定值io时，比例控制运行再设定决定装置47选择增益乘法器49。相反地，当实际的变速齿轮比ip是低速侧变速比且大于参考设定值io时，比例控制运行再设定决定装置47选择零输入部分48来进行再设定。
当比例控制运行再设定决定装置47选择比例控制运行决定装置45时，增益乘法器49用单元系统的2nd增益G2乘以位置偏差Δstep，以将步进马达27的步进数目变换成第一级滑轮压力，从而产生乘积IPFBGP2(＝Δstep×G2)。乘积G2×(Δstep)被输出到加法部分50(或加法器)中。相反地，当比例控制运行再设定决定装置47选择零输入部分48时，比例控制运行再设定决定装置47的输出为零。从而，增益乘法器49的输出值IPFBGM2也变为零。
以这种方式，当转换速度Vi低且小于参考设定值vi(0)时，积分控制运行和比例控制运行都被进行或执行。加法器50对积分器40中的积分值和增益乘法器49中的乘积进行相加，从而以积分器40的积分值与增益乘法器49的乘积的总和值计算第一级滑轮压力的过量或不足量ΔP(管线压力校正值)。相反地，当转换速度Vi高且大于参考设定值Vi(0)时，积分器40的积分值与增益乘法器49的乘积保持与它们的先前值相同。因此，第一级滑轮压力的过量或不足量ΔP(管线压力校正值)保持不变。
当实际的变速齿轮比ip是高速侧变速比，小于或等于参考设定值i0时，进行积分控制运行和比例控制运行。加法器50将积分器44的积分值和增益乘法器49的乘积相加总和，从而以积分器44的积分值和增益乘法器49的乘积之和计算出第一级滑轮压力的过量或不足量ΔP(管线压力校正值)。相反地，当实际的变速齿轮比ip是低速侧变速比且超过参考设定值i0时，既不进行积分控制运行也不进行比例控制运行。从而第一级滑轮压力的过量或不足量ΔP(管线压力校正值)变成零值。
并且，在本实施例中，第一级滑轮压力的过量或不足量ΔP(管线压力校正值)的上限和下限通过管线压力校正值上下限值限定器51来眼定。另外，第一级滑轮压力的过量或不足量ΔP(管线压力校正值)的变化时间率通过管线压力校正值增加-减小率限定器52来限定。在这些限定情况下，获得或计算出最终的管线压力校正值ΔP。
在参考图5-8如上所述计算出第一级滑轮压力的过量或不足量ΔP(管线压力校正值)之后，通过图5中的步骤S7计算出的第一级滑轮压力的过量或不足量ΔP(管线压力校正值)被加到通过步骤S6计算的目标第一级滑轮压力Ppri(0)中，产生了第一级滑轮压力命令信号值Ppri(DSR)，该值是总和值(Ppri(0)+ΔP)(参见图5中的步骤S8)。
然后，在图5的步骤S9中，第一级滑轮压力命令信号值Ppri(DSR)与所要求的第二级滑轮压力Psec*进行比较。考虑到改进的燃油经济性，作出结果第一级滑轮压力Ppri和第二级滑轮压力Psec在管线压力PL减小的情况下可能干扰管线压力PL。从图1中可明显看出，皮带驱动CVT在第一级滑轮压力Ppri＞第二级滑轮压力Psec的情况下进行上调挡(低-高上调挡)，并在第一级滑轮压力Ppri＜第二级滑轮压力Psec的情况下进行下调挡(高-低下调挡)，其中该实施例中的管线压力控制装置运用到该皮带驱动CVT中。
在图5中的步骤S9中，当第一级滑轮压力命令信号值Ppri(DSR)大于或等于所要求的第二级滑轮压力Psec*时，确定第一级滑轮压力Ppri处于高压侧并可能干扰管线压力PL。如果Ppri(DSR)≥Psec*，从步骤S9到步骤S10执行程序。
在步骤S10中，目标管线压力PL*被设定为与第一级滑轮压力命令信号值Ppri(DSR)相同的值。根据目标管线压力PL*(＝Ppri(DSR))确定将被运用到压力调节阀23的螺线管23a中的驱动信号工作周期。然后，根据目标管线压力PL*(＝Ppri(DSR))被确定的工作周期的驱动信号被输出到压力调节阀23的螺线管23a中。响应于被计算的工作周期的驱动信号，目标管线压力PL*等于被校正的目标第一级压力值，所述被校正的目标第一级压力值通过用管线压力校正值ΔP来校正目标第一级压力值而获得。以这种方式进行管线压力校正。
相反地，当步骤S9的响应回答是否定(NO)时，即，当第一级滑轮压力命令信号值Ppri(DSR)小于所要求的第二级滑轮压力Psec*时，确定第二级滑轮压力Psec处于低压侧并可能干扰管线压力PL。在Ppri(DSR)＜Psec*的情况下，从步骤S9到步骤S11执行程序。
在步骤S11中，将目标管线压力PL*设定为与所要求的第二级滑轮压力Psec*值相同。根据目标管线压力PL*(＝Psec*)确定将被运用到压力调节阀23的螺线管23a中的驱动信号工作周期。然后，根据目标管线压力PL*(＝Psec*)被确定的工作周期驱动信号被输出到压力调节阀23的螺线管23a中。响应于被计算的工作周期的驱动信号，目标管线压力PL*等于所需的第二级滑轮压力Psec*。以这种方式不进行任何管线压力校正。
通过图5中的步骤S8到S11所执行的算术和逻辑运算处理过程也能表示在图9中的后面部分的方框图中。第一级滑轮压力的过量或不足量ΔP(管线压力校正值)通过加法部分53(或加法器)加到目标第一级滑轮压力Ppri(0)上。从而，第一级滑轮压力命令信号值Ppri(DSR)被计算为总和值(Ppri(0)+ΔP)。更高的一个选择器(或高选择程序器)54通过高的选择处理过程MAX(Ppri(DSR)，Psec*)来选择更高的一个第一级滑轮压力命令信号值Ppri(DSR)和所要求的第二级滑轮压力Psec*。目标管线压力PL*被设定为与所选择的值MAX(Ppri(DSR)，Psec*)相同并被用于管线压力控制。
根据到目前为止所描述的管线压力控制，根据参考模式步进数目StpMdl和实际变速比相关的步进数目Bstep(对应于实际变速齿轮比ip的步进马达控制位置)之间的偏差ERRstep(＝StpMdl-Bstep)来校正管线压力PL，以减小被计算的控制位置之间的位置偏差Δstep(＝ERRstep-LimStep)。
下文将描述所显示的实施例中的管线压力控制装置的具体操作。
图10是表示本实施例中的管线压力控制装置的操作的时间表。另一方面，图11是显示更早的管线压力控制装置的操作的时间表。在图10和11中，在根据发动机/车辆操作条件下所执行的自动调高挡速期间进行比较本实施例中的装置和更早的管线压力控制装置，其中所述发动机/车辆操作条件至少包括在启动期间的加速器开度APO和车辆速度VSP。
在启动时，实际变速齿轮比ip逐渐减小时朝高速侧进行转变。因而，在本实施例的装置中，如图10所示，只要实际变速齿轮比ip超过参考设定值i0，不进行管线压力校正。但是，当实际变速齿轮比ip在时刻t＝t0到达参考设定值i0时，第一级滑轮压力的过量或不足量(管线压力校正值)ΔP在管线压力PL并不干扰第一级滑轮压力Ppri的范围内呈现为负值。因此，如图10所示，管线压力PL减小而不干扰第一级滑轮压力Ppri。
另一方面，在更早的管线压力控制装置中，当实际变速齿轮比ip在时刻t＝t0到达参考设定值i0时，第一级滑轮压力的过量或不足量(管线压力校正值)Δp呈现为正值来防止第一级滑轮压力Ppri干扰管线压力PL，如图11所示。因此，管线压力PL相应于由图11中的右手侧阴影区域X所示的部分增加一定量。这为改进燃油经济性留下了空间。
图12是显示本实施例中的管线压力控制装置的操作的时间表。图13是显示更早的管线压力控制装置的操作的时间表。在图12和13中，在加速器踏板被缓慢向下压动以在高速侧变速齿轮比下稳态驱动期间来加速车辆的情况下比较本实施例中的装置和更早的管线压力控制装置。
当加速器踏板在稳态高速驱动期间被缓慢向下压动时，实际的变速齿轮比ip仍保持在高速侧变速齿轮比下，直到踏板在时刻ts开始被压动为止。因此，在本实施例的装置中，如图12所示，进行管线压力校正以呈现为负值(ΔP＜0)以至于管线压力PL减小而没有干扰滑轮压力。但是，自加速器踏板减速被向下压动开始的时刻ts到时刻t＝t0已经过去了一预定时间时，第一级滑轮压力的过量或不足量ΔP(管线压力校正值)呈现为正值。因为参考模式步进数目StpMdl和实际变速比相关的步进数目Bstep之间的偏差ERRstep(＝StPMdl-Bstep)小，因此管线压力校正值ΔP所增加的增量也小。因此，即使加速器踏板在稳态高速驱动期间被向下压动时，从图12中的时间表可看出，管线压力PL的增量也能有效地被减小到不会干扰滑轮压力的范围内。
相比较而言，更早的管线压力控制装置呈现差的管线压力PL控制响应(或差的管线压力适应特性)，如图13中的区域Y所示。这产生了管线压力PL减小到第一级滑轮压力Ppri之下的问题，从而不适宜地引起了比例改变控制的波动。另外，需要取得理论变速齿轮比Ip的步进马达27的理论变速比相关的步进数目和实际变速比相关的步进数目Bstep之间的偏差Δstep(＝Δstep2＝Astep-Bstep)大以获得理论变速比Ip。因此，管线压力校正值ΔP增加的增量趋向于增加。因此，当加速器踏板在稳态高速驱动期间被缓慢向下压动时，皮带驱动CVT的转换性能削弱。并且，难以抑制管线压力PL的增加。
如上所述，在本实施例的管线压力控制装置中，根据发动机/车辆操作条件来确定理论变速齿轮比Ip，然后至少考虑由于硬件单元引起的响应延迟(一阶时滞)，即，{1/(Tm·s+l)}，根据理论变速齿轮比Ip来计算目标变速齿轮比I(0)。第三，目标变速比I(0)被转换成参考模式步进数目(简单地，参考模式步进数目StpMdl)。第四，实际变速比ip转换成相应于实际变速比的步进数目(简单地，实际变速比ip相关的步进数目Bstep)。第五，根据参考模式步进数目StpMdl和实际变速比ip相关的步进数目Bstep之间的偏差ERRstep(＝StpMdl-Bstep)，换句话说，根据步进马达27的位置偏差Δstep来校正管线压力PL。这提高了计算目标变速比I(0)和实际变速比ip之间的偏差的准确性。另外，响应于管线压力反馈控制，换句话说，管线压力PL的顺应性能，被提高或改进。因此，由于差的管线压力反馈控制响应性能所存在的管线压力形成的不适宜延迟能被有效避免。另外，即使当加速器踏板被缓慢向下压动来加速车辆时，本实施例的装置也能通过合适减小管线压力PL来提高燃油经济性，并且防止了管线压力PL的不希望的波动或变化，例如，相对于第一级滑轮压力Ppri或第二级管线压力Psec的正负变化，换句话说，管线压力PL相对于所期望的压力值的来回波动(变化过高和/或变化过小)。
特别地，参考图4A中的特性图所描述的那样，在本实施例的装置中，硬件响应延迟被认为是一阶时滞，即{1/(Tm·s+l)}，一阶时滞系统{1/(Tm·s+l)}的时间常量Tm被如此设定，以至于在下调挡期间，参考模式步进数目StpMdl和实际变速比ip相关的步进数目Bstep之间的偏差ERRstep(＝Δstep1＝StpMdl-Bstep)被设定为大于需要用于获得理论变速齿轮比Ip的步进马达27的理论变速比相关的步进数目Astep和实际变速比ip相关的步进数目Bstep之间的偏差Δstep2(＝Astep-Bstep)，其中Δstep1通过本实施例的装置来计算或获得，偏差Δstep2通过更早的管线压力控制装置来计算或获得。通过先前提到的下调挡期间的一阶时滞系统{1/(Tm·s+l)}中的时间常量Tm的设定，当加速器踏板被缓慢向下压动以在高速侧变速比下稳态驱动期间加速车辆时，管线压力PL相应地增加。因此，在下调挡期间，能保证合适的第一级和第二级滑轮推进，其相应于目标变速比和实际变速比之间的比差。
参考图4B中的特性图所描述的那样，在本实施例的装置中，硬件响应延迟被认为是一阶时滞，即{1/(Tm·s+l)}，一阶时滞系统{1/(Tm·s+l)}中的时间常量Tm被如此设定，以至于在上调挡期间，参考模式步进数目StpMdl和实际变速比ip相关的步进数目Bstep之间的偏差ERRstep(＝Δstep1＝StpMdl-Bstep)被设定为小于需要获得理论变速齿轮比Ip的步进马达27的理论变速比相关的步进数目Astep和实际变速比ip相关的步进数目Bstep之间的偏差Δstep2(＝Astep-Bstep)，其中Δstep1通过本实施例的装置来计算或获得，偏差Δstep2通过更早的管线压力控制装置来计算或获得。通过先前提到的上调挡期间的一阶时滞系统{1/(Tm·s+l)}中的时间常量Tm的设定，不需要因为进一步提高燃油经济性目的而使管线压力PL不增加。当然，根据下调挡期间时间常量Tm的设定充分考虑操作和效果之间的协调性，优选地，一阶时滞系统的时间常量Tm被设定成平衡下调挡期间的操作和效果及平衡上调挡期间的操作和效果。
另外，在本实施例的管线压力控制装置中，从图8的管线压力校正值ΔP计算程序的步骤S26-S28中及从图9中的标记41等所表示的装置和电路中可看出，管线压力PL以如此方式被校正以至于减小位置偏差Δstep(ERRstep-LimStep)。此时，位置偏差Δstep(ERRstep-LimStep)用1st增益G1来相乘，之后被积分以产生积分值G1×(∫Δstep)。同时，位置偏差Δstep(＝ERRstep-LimStep)用2nd增益G2来相乘以产生乘积G2×(Δstep)。积分值G1×(∫Δstep)和乘积G2×(Δstep)相加来产生总和值G1×(∫Δstep)+G2×(Δstep)。1st增益G1对应于积分项可变增益，而2nd增益G2对应于比例项可变增益。根据本实施例的装置，管线压力PL被如此校正以至于总和值G1×(∫Δstep)+G2×(Δstep)减小。换句话说，管线压力校正通过化例-积分控制来执行，其中比例积分控制中的控制信号是积分值G1×(∫Δstep)和乘积G2×(Δstep)的线性组合{G1×(∫Δstep)+G2×(Δstep)}，从而提高了管线压力校正和反馈控制响应(顺应性能)的准确性。
另外，在本实施例的管线压力控制装置中，从图8的管线压力校正值ΔP计算程序的步骤S26和从图9的标记39等所示出的电路和装置可看出，在积分和相乘位置偏差Δstep中，实际上，位置偏差Δstep(＝ERRstep-LimStep)仅考虑参考模式步进数目StpMdl和实际变速比ip相关的步进数目Bstep之间的偏差ERRstep(＝StpMdl-Bstep)超出所允许偏差LimStep的这部分被积分和相乘。从而，根据积分控制部分，仅偏差ERRstep(＝StpMdl-Bstep)超出所允许偏差LimStep的部分能用来进行管线压力校正。管线压力PL的校正被减小到最小，从而减小了执行管线压力反馈控制所浪费的时间。
另外，在本实施例的管线压力控制装置中，从图8的管线压力校正值ΔP计算程序的步骤S24到S29中和从图9的方框图中可以看出，只要实际变速齿轮比ip的变化Vi的时间率，即，转换速度大于或等于参考设定值V(0)，即|Vi|≥V(0)，积分和相乘操作被中止以保持积分值G1×(∫Δstep)的先前值G1×(∫Δstep)(原)和乘积值G2×(Δstep)的先前值G2×(Δstep)(原)。从而，能防止管线压力校正(管线压力PL反馈控制)由于步进马达27的位置偏差而开始，所述位置偏差是由高的转换速度Vi(＞V(0))产生的。因此，能提高管线压力PL的控制准确性。
另外，在本实施例的管线压力控制装置中，从图8的管线压力校正值ΔP计算程序的步骤S25到S30的流程和从图9的方框图中可看出，只要实际变速齿轮比ip大于或等于相应于低速侧变速齿轮比的参考设定值i0(例如i0＝1.0)，即ip≥i0，管线压力校正值ΔP被再设定为“0”。从能有效地再设定管线压力校正值ΔP为零，并且变速比(皮带传动CVT1的滑轮比)在低速侧变速比范围内，其中在该范围内管线压力PL的过量或不足的可能性小。因此，再次进行管线压力校正(管线压力反馈控制)。能解决或消除下述问题不管是否消除管线压力PL不足或过量的问题，根据前面所获得的积分值G1×(∫Δstep)和相乘值G2×(Δstep)继续进行管线压力PL校正。
另外，在本实施例的管线压力控制装置中，从图8的管线压力校正值ΔP计算程序的步骤S27和从图9的方框图中的管线压力上下限值限制器51和管线压力校正值增加减小率限制器52中可看出，对管线压力校正值ΔP执行上下限定程序，和/或对管线压力校正值ΔP的变化的时间率执行上下限定程序。从而，能防止从管线压力PL开始的第一级滑轮压力Ppri或第二级滑轮压力Psec由于不期望的管线压力校正值ΔP增加和/或管线压力校正值ΔP迅速增加(过量的时间变化率d(ΔP)/dt)而突然改变或波动，从而避免了不期望的转换波动。
本实施例的管线压力控制装置具有下列效果。
(1)在皮带驱动连续可变变速器1中，通过传动皮带4将能量输出传递在第一级滑轮2和第二级滑轮3之间，其中，本实施例的管线压力控制装置可运用于该皮带驱动连续可变变速器1中。在这样的能量传递期间，为了获得目标变速比I(0)，都从管线压力PL开始的第一级滑轮压力Ppri和第二级滑轮压力Psec之间的压差通过将转换致动器如步进马达27引入相应于目标变速比I(0)(或目标滑轮比)的控制位置而产生或形成。响应于所述压差，第一级可变宽度滑轮2和第二级可变宽度滑轮3的V形槽的宽度变化以获得目标变速比I(0)。在本实施例的管线压力控制装置中，至少考虑硬件的响应延迟，通过根据发动机和车辆操作条件所确定的理论变速比Ip来计算目标变速比I(0)。目标变速比I(0)通过第一预定程序转换表被转换成转换致动器(步进马达27)的参考模式操作位置(StpMdl)。表示为第一级滑轮速度Npri与第二级滑轮速度Nsec之比(Npri/Nsec)的实际变速比ip通过第二预定程序转换表转换成对应于转换致动器(步进马达27)的实际操作位置(实际角度步进)的实际变速比操作位置(Bstep)。计算参考模式操作位置(StpMdl)和实际变速比相关的操作位置(Btep)之间的位置偏差(ERRstep＝StpMdl-Bstep)。管线压力PL被校正或补偿，从而减小了位置偏差(ERRstep＝StpMdl-Bstep)。根据上面讨论的管线压力PL校正，考虑硬件的响应延迟，通过根据发动机/车辆操作条件所确定的理论变速比Ip来计算目标变速比I(0)。然后，根据参考模式操作位置(StpMdl)和实际变速比相关的操作位置(Bstep)之间的位置偏差(ERRstep＝StpMdl-Bstep)，管线压力PL被校正或补偿。这有助于提高和改进变速比命令和实际变速比ip之间的目标偏差的计算准确性，并提高了反馈顺应性能，从而避免了管线压力上升的延迟，或管线压力PL的无意识波动或变化，例如相对于第一级滑轮压力Ppri或第二级滑轮压力Psec的正负变化，即，在加速器踏板被缓慢向下压动来加速车辆的情况下管线压力PL相对于所期望的压力值的不适宜来回波动(变化过高或过小)。根据由本实施例的管线压力控制装置所执行的管线压力校正，通过合适降低管线压力PL能提高燃油经济性，并防止先前所提到的不期望的现象。
(2)另外，将硬件响应延迟当作为一阶时滞(1/(Tm·s+l))。理论变速比Ip通过第三预定程序转换表被转换成理论变速比相关的操作位置(对应于被需要获得理论变速比Ip的转换致动器(步进马达27)的步进数目Astep)。确定一阶时滞的时间常量Tm被如此决定，以至于，在下调挡期间，参考模式操作位置(对应于参考模式步进数目StpMdl)和实际变速比相关的操作位置(对应于实际变速比步进数目Bstep)之间的偏差Δstep1(＝ERRstep＝StpMdl-Bstep)被设置为大于理论变速比相关的操作位置(Astep)和实际变速比相关的操作位置(Bstep)之间的偏差Δstep2(＝Astep-Bstep)。通过下调挡期间对一阶时滞系统{1/(Tm·s+l)}的时间常量Tm的设定(Δstep1＞Δstep2)，当加速器踏板被缓慢向下压动以在适于高速变速比下的稳态驱动期间加速车辆时，管线压力PL相应上升。因此，在下调挡期间，能保证合适的第一级滑轮和第二级滑轮推进，其对应于目标变速比和实际变速比之间的比差。
(3)另外，确一阶时滞的时间常量Tm被如此决定，以至于，在上调挡期间，参考模式操作位置(对应于参考模式步进数目StpMdl)和实际变速比相关的操作位置(对应于实际变速比步进数目Bstep)之间的偏差Δstep1(＝ERRstep＝StpMdl-Bstep)被设置为小于理论变速比相关的操作位置(Astep)和实际变速比相关的操作位置(Bstep)之间的偏差Δstep2(＝Astep-Bstep)。通过在上调挡期间对一阶时滞系统{1/(Tm·s+l)}的时间常量Tm的设定(Δstep1＜Δstep2)，不必因为进一步提高燃油经济性的目的而使管线压力PL不上升。充分考虑根据下调挡期间设定时间常量Tm基础上的操作和效果之间的协调性，优选地，将一阶时滞系统的时间常量Tm设定为来平衡下调挡期间的操作和效果及平衡上调挡期间的操作和效果。
(4)在校正管线压力PL以减小位置偏差(ERRstep＝StpMdl-Bstep)中，位置偏差被积分以产生积分值(基本上对应于∫Δstep)，然后该积分值乘以积分项增益G1产生第一乘积(G1×∫Δstep)。另外，位置偏差乘以比例项增益G2产生第二乘积(G2×Δstep)。管线压力PL被校正或补偿以使第一乘积和第二乘积之总和值(G1×∫Δstep+G2×Δstep)减小。通过错误信号的积分项(G1×∫Δstep)和比例项(G2×Δstep)的线性细合，能实现高准确性的管线压力校正和改进的反馈顺应性能。
(5)在对位置偏差(ERRstep＝StpMdl-Bstep)进行积分中，进行先前所提到的积分和相乘操作以使位置偏差(ERRstep＝StpMdl-Bstep)超过允许偏差(LimStep)，换句话说，通过从位置偏差(ERRstep＝StpMdl-Bstep)减去允许偏差(LimStep)所获得的差值(ERRstep-LimStep)。通过仅对超出量(ERRstep-LimStep)进行管线压力校正，管线压力PL校正能减小到最小，从而防止了浪费地进行管线压力反馈控制运行。
(6)总和值(G1×∫Δstep+G2×Δstep)或参考模式操作位置(StpMdl)和实际变速比相关的操作位置(Bstep)之间的偏差(ERRstep＝StpMdl-Bstep)被转变成或被设定为管线压力PL的过量或不足量(管线压力校正值ΔP)。执行管线压力PL校正以使过量或不足量(管线压力校正值ΔP)减小。正如上述所提出的，这种管线压力补偿系统是实用的。
(7)在本实施例的管线压力控制装置中，只要实际变速比ip的改变Vi的时间率(即，转换速度Vi)大于或等于第一临界值值v(0)，即|Vi|≥V(0)，积分值(G1×∫Δstep)的先前值{G1×(∫Δstep)(old)}和乘积值(G2×Δstep)的先前值{G2×(Δstep)(old)}保持或维持不变。从而，本装置能防止管线压力校正(管线压力PL反馈控制)由于步进马达27的位置偏差而开始，其中所述位置偏差是由于高转换速度Vi(＞v(0))引起的，从而提高了管线压力PL的控制准确性。
(8)另外，在本实施例的管线压力控制装置中，只要实际的变速比ip大于或等于对应于适于低速的变速比的第二临界值i0(例如，i0＝1.0)，过量或不足量(管线压力校正值ΔP)被再设定为零。从而，本实施例的装置能有效地将管线压力校正值ΔP再设定为零，并且实际的变速比ip在低速侧变速比范围内，其中在该范围内，存在管线压力PL的过量或不足量的可能性更小。因此，能再进行管线压力校正(管线压力反馈控制)。本实施例的装置能消除如下问题不管是否消除管线压力PL过量或不足量问题，根据之前所获得的积分值(G1×∫Δstep)和乘积值(G2×Δstep)继续进行管线压力PL校正。
(9)优选地，可为管线压力校正值ΔP设定上下限。更优选地，可为管线压力校正值ΔP的改变时间率设定上下限。限定器电路用于防止从管线压力PL开始的第一级滑轮压力Ppri或第二级滑轮压力Psec由于管线压力校正值ΔP的不适宜增加和/或管线压力校正值ΔP的改变时间率d(ΔP)/dt过量而突然变化或波动，从而避免了不期望的转换波动。
日本专利申请号为2004-292789(2004年10月5日申请)的文献的全部内容在此引入作为参考。
尽管前述是对执行本发明的优选实施例的描述，但是可理解为本发明并不局限于在此所显示和描述的特别实施例，在不脱离下面的权利要求书所限定的本发明的范围或精神实质下能进行各种改变和变化。
权利要求
1.一种皮带驱动连续可变变速器的管线压力控制装置，皮带驱动连续可变变速器使用驱动滑轮侧的第一级可变宽度滑轮、从动滑轮侧的第二级可变宽度滑轮、在第一级滑轮和第二级滑轮上运行的驱动皮带和转换致动器，其目标变速比是通过源自于管线压力的第一级滑轮压力和第二级滑轮压力之间的压差来改变第一级滑轮和第二级滑轮的V形槽宽度取得的，所述压差是通过将转换致动器引入相应于目标变速比的控制位置而形成的，所述控制装置包括车辆信息检测器，其检测发动机和车辆的操作条件；液压调节器，其调节第一级滑轮压力和第二级滑轮压力；控制单元，其被构造成电连接到车辆信息检测器和液压调节器上，用于根据操作条件来自动控制液压致动器；所述控制单元包括被编程用于执行下列程序的处理器，这些程序是(a)根据操作条件确定理论变速比；(b)至少考虑硬件响应延迟，根据理论变速比计算目标变速比；(c)将目标变速比转换成转换致动器的参考模式操作位置；(d)计算作为第一级滑轮的旋转速度与第二级滑轮的旋转速度之比的实际变速比；(e)将实际变速比转换成转换致动器的与实际变速比相关的操作位置；(f)计算渗考模式操作位置和与实际变速比相关的操作位置之间的位置偏差；以及(g)以一种减小位置偏差的方式校正管线压力。
2.根据权利要求1所述的管线压力控制装置，其特征在于所述处理器进一步编程用于(h)作为一阶时滞确定硬件响应延迟；(i)将理论变速比转换成转换致动器的与理论变速比相关的操作位置；(j)计算与理论变速比相关的操作位置和与实际变速比相关的操作位置之间的位置偏差；和(k)确定决定一阶时滞的时间常量，从而，在下调挡期间，参考模式操作位置和与实际变速比相关的操作位置之间的偏差被设定为大于与理论变速比相关的操作位置和与实际变速比相关的操作位置之间的偏差。
3.根据权利要求1所述的管线压力控制装置，其特征在于所述处理器进一步编程用于(h)作为一阶时滞确定硬件响应延迟；(i)将理论变速比转换成转换致动器的与理论变速比相关的操作位置；(j)计算与理论变速比相关的操作位置和与实际变速比相关的操作位置之间的位置偏差；和(k)确定决定一阶时滞的时间常量，从而，在上调挡期间，参考模式操作位置和与实际变速比相关的操作位置之间的偏差被设定为小于与理论变速比相关的操作位置和与实际变速比相关的操作位置之间的偏差。
4.根据权利要求1所述的管线压力控制装置，其特征在于所述处理器进一步编程用于(l)对参考模式操作位置和与实际变速比相关的操作位置之间的位置偏差进行积分以产生积分值；(m)用第一增益乘以积分值以产生第一乘积；(n)用第二增益乘以参考模式操作位置和与实际变速比相关的操作位置之间的位置偏差以产生第二乘积；(o)计算第一乘积和第二乘积的总和值；和(p)以一种减小所述总和值方式来校正管线压力。
5.根据权利要求4所述的管线压力控制装置，其特征在于对位置编差进行积分和相乘的操作使得位置偏差超过所允许偏差的范围，所述超过量通过用位置偏差减去所允许的偏差而获得。
6.根据权利要求5所述的管线压力控制装置，所述处理器进一步编程用于(q)将总和值和参考模式操作位置和与实际变速比相关的操作位置之间的偏差中的任一个转换成管线压力校正值；和(r)以一种减小管线压力校正值的方式校正管线压力。
7.根据权利要求4所述的管线压力控制装置，所述处理器进一步编程用于(s)只要实际变速比的时间变化率大于或等于一个临界值，保持积分值的先前值不变并保持对应于第二乘积的乘积值的先前值不变。
8.根据权利要求6所述的管线压力控制装置，所述处理器进一步编程用于(t)只要实际变速比(ip)大于或等于对应于适于低速的变速比的临界值(i0)，将管线压力校正值重设为零。
9.根据权利要求6所述的管线压力控制装置，所述处理器进一步编程用于(u)设定管线压力校正值(ΔP)的上下限。
10.根据权利要求9所述的管线压力控制装置，所述处理器进一步编程用于(v)设定管线压力校正值(ΔP)随时间的变化率的上下限。
11.一种控制皮带驱动连续可变变速器的方法，皮带驱动连续可变变速器使用驱动滑轮侧的第一级可变宽度滑轮、从动滑轮侧的第二可变宽度滑轮、在第一级滑轮和第二级滑轮上运行的驱动皮带和转换致动器，其目标变速比是通过源自于管线压力的第一级滑轮压力和第二级滑轮压力之间的压差来改变第一级滑轮和第二级滑轮的V形槽宽度取得的，所述压差通过将转换致动器引入相应于目标变速比的控制位置而形成，所述方法包括检测发动机和车辆的操作条件；根据操作条件确定理论变速比；至少考虑硬件响应延迟和干扰，根据理论变速比计算目标变速比；将目标变速比转换成转换致动器的参考模式操作位置；计算作为第一级滑轮的旋转速度与第二级滑轮的旋转速度之比的实际变速比；将实际变速比转换成转换致动器的实际变速比相关的操作位置；计算参考模式操作位置和与实际变速比相关的操作位置之间的位置偏差；以一种减小位置偏差的方式校正管线压力。
12.根据权利要求11所述的方法，进一步包括作为一阶时滞确定硬件响应延迟；将理论变速比转换成转换致动器的与理论变速比相关的操作位置；计算与理论变速比相关的操作位置和与实际变速比相关的操作位置之间的位置偏差；和确定决定一阶时滞的时间常量，从而，在下调挡期间，参考模式操作位置和与实际变速比相关的操作位置之间的偏差被设定为大于与理论变速比相关的操作位置和与实际变速比相关的操作位置之间的偏差。
13.根据权利要求11所述的方法，进一步包括作为一阶时滞确定硬件响应延迟；将理论变速比转换成转换致动器的与理论变速比相关的操作位置；计算与理论变速比相关的操作位置和与实际变速比相关的操作位置之间的位置偏差；和确定决定一阶时滞的时间常量，从而，在上调挡期间，参考模式操作位置和与实际变速比相关的操作位置之间的偏差被设定为小于与理论变速比相关的操作位置和与实际变速比相关的操作位置之间的偏差。
14.根据权利要求11所述的方法，进一步包括对参考模式操作位置和与实际变速比相关的操作位置之间的位置偏差进行积分以产生积分值；用第一增益乘以积分值以产生第一乘积；用第二增益乘以参考模式操作位置和与实际变速比相关的操作位置之间的位置偏差以产生第二乘积；计算第一乘积和第二乘积的总和值；和以一种减小所述总和值的方式校正管线压力。
15.根据权利要求14所述的方法，其特征在于对位置偏差进行积分和相乘的操作使得位置偏差超过所允许偏差的范围，所述超过量通过用位置偏差减去所允许的偏差而获得。
16.根据权利要求15所述的方法，进一步包括将总和值和参考模式操作位置和与实际变速比相关的操作位置之间的偏差中的任一个转换成管线压力校正值；和以一种减小管线压力校正值的方式校正管线压力。
17.根据权利要求14所述的方法，进一步包括只要实际变速比的时间变化率大于或等于一个临界值，保持积分值的先前值不变并保持对应于第二乘积的乘积值的先前值不变。
18.根据权利要求16所述的方法，进一步包括只要实际变速比(ip)大于或等于相应于适于低速的变速比的临界值(i0)，将管线压力校正值重设为零。
19.根据权利要求16所述的方法，进一步包括设定管线压力校正值(ΔP)的上下限。
20.根据权利要求16所述的方法，进一步包括设定管线压力校正值(ΔP)随时间的变化率的上下限。
全文摘要
在皮带驱动CVT的管线压力控制装置中，通过用从管线压力开始的第一级滑轮压力和第二级滑轮压力之间的压差来改变第一级滑轮和第二级滑轮的V形槽的宽度来达到变速。所述压差通过将转换致动器如步进马达引入相应于目标变速比的控制位置而形成。考虑硬件响应延迟和干扰，根据基于发动机和车辆操作条件的理论变速比来计算目标变速比。目标变速比被转换成对应于转换致动器的参考模式步进数目的参考模式操作位置。实际变速比被转换成实际变速比相关的操作位置。以如此方式校正管线压力以减小参考模式操作位置和实际变速比相关的操作位置之间的位置偏差。
文档编号F16H59/06GK1807930SQ200510138039
公开日2006年7月26日 申请日期2005年9月29日 优先权日2004年10月5日
发明者泉彻也, 仁平礼德, 金善才, 田中孝之, 饭田敏司 申请人:捷特科株式会社