CN100473878C - 连续可变比率传动装置及其控制方法 - Google Patents

Abstract

公开了一种连续可变比率的传动装置(“变速器”)，其包括辊、液压致动器、至少一个阀以及电子控制装置，其中辊在一对滚道之间传递驱动，辊可以根据变速器比率的变化而运动，液压致动器对辊施加偏置力，至少一个阀通过液压管路连接于致动器上以便控制施加于致动器上的压力进而控制偏置力，电子控制装置确定所需的偏置力并且对阀进行相应设置，其特征在于阀的设置另外取决于液压管路中的流速。

Description

连续可变比率传动装置及其控制方法

技术领域

本发明涉及一种连续可变比率传动装置(“变速器”)及其控制方法。

背景技术

用于机动车辆传动装置的变速器已经广为人知。本发明特别适用于有时被称作“转矩控制”型的变速器。举例来说，其操作所根据的原理见于Torotrak的较早专利(包括US5395292及其欧洲相应文本EP444086)，但可以简要地总结如下。而更常规的“比率控制”型变速器接收对应于所选择的变速器传动比(由相关的电子控制装置确定)的控制输入并且构造成自动调节以便提供所选择的比率，相反转矩控制型变速器接收对应于在变速器输入/输出处的所选择转矩的控制输入。参看前述Torotrak专利中所述的环形滚道、滚动牵引型变速器的特定实例，变速器的控制输入直接确定“反作用转矩”，该反作用转矩为变速器的输入与输出转矩之和。实际的变速器比率并非由变速器的控制输入直接确定。而是产生于由通过变速器输入与输出轴分别施加于其上的转矩所引起的发动机和车辆的加速/减速。

这种类型变速器的控制输入通常为两个液压压力之差的形式。通过作用于相对的活塞面上，这两个压力在变速器的部件(通常呈辊的形式)上产生可调节的力，该力又用于产生反作用转矩。一对液压阀用来控制这两个液压压力。在相关的电子控制器中，对变速器反作用转矩的需求被转换成对这两个压力的需求，进而被转换成对被送至这两个阀的控制信号的需求。因此，电子控制器对变速器反作用转矩进行直接控制。

当变速器比率恒定，并且液压阀与变速器活塞之间没有流体流动时，作用于变速器活塞上的液压压力等于来自相应液压阀的压力输出。然而，发明人已认识到，当变速器比率变化时，将阀连接于活塞上的液压装置中相应地就会产生流动，在沿着流动方向的管路中就不可避免地产生压降。因此，施加于变速器活塞上的压力不同于由液压阀输出的压力。结果可能是反作用转矩偏离所需值。

这种问题被加剧，因为液压装置通常包括某种形式的液压阻尼器以便响应于流体流而产生压降，从而用于减小变速器本身的不合需要的振荡行为。阻尼器有助于产生压降。通过流体流动还可能阻止阀产生需求压力。

发明内容

本发明提供一种连续可变比率的传动装置，其包括变速器，该变速器包括辊，该辊在一对滚道之间以可变的变速器比率传递驱动，该辊可以根据变速器比率的变化而运动，以及液压致动器，该液压致动器对辊施加偏置力，所述传动装置还包括：至少一个阀，通过液压管路连接于所述液压致动器上以便控制施加于液压致动器上的压力进而控制偏置力；以及电子控制装置，确定所需的偏置力并且对所述至少一个阀进行相应设置，其特征在于：所述电子控制装置用于确定液压管路中的流速，用于确定所述液压致动器与所述至少一个阀之间的相应压力变化，以及用于调节所述至少一个阀的设置以便补偿这种压力变化。

根据本发明的第一方面，具有一种连续可变比率的传动装置(“变速器”)，其包括辊、液压致动器、至少一个阀以及电子控制装置，其中辊在一对滚道之间传递驱动，辊可以根据变速器比率的变化而运动，液压致动器对辊施加偏置力，至少一个阀通过液压管路连接于致动器上以便控制施加于致动器上的压力进而控制偏置力，电子控制装置确定所需的偏置力并且对阀进行相应设置，其特征在于阀的设置另外取决于液压管路中的流速。

通过根据液压装置中的流速设置阀，就能够补偿由于这种流动所致的压力变化。

在特别优选的实施例中，电子控制装置用于确定液压管路中的流速，用于确定致动器与阀之间的相应压力变化，以及用于调节阀的设置以便补偿这种压力变化。

这样，电子控制装置就能够提供所需偏置力，即使变速器比率发生变化时也能如此。在转矩控制型变速器的情况下，这样就可以可靠地提供所需的反作用转矩。

在优选实施例中，电子控制装置根据流速与液压管路的一个或多个部件的特性曲线来计算压力变化。

部件特性曲线可以存储于电子控制装置的查阅表中。替代地，在这种连接中可以使用数学模型。通常，表或模型提供部件响应于穿过该部件的流所产生的压降。该压降的方向当然取决于流体流的方向。其作用可能是增加或降低变速器活塞处的压力。还可以考虑压降随着流体粘度和/或温度的变化。

在环形滚道、滚动牵引型转矩控制变速器中，将阀连接于致动器上的液压管路中的流速随变速器比率的变化速度而变化并且还随变速器比率而变化，其可以根据这些量来计算。然而，应当指出这些量并非由电子设备直接控制，因此其本身必须经过计算或测量。由于不合需要的振荡的反馈和/或液压装置阻尼的减少，所以根据所测量的变速器比率来进行压力补偿可能导致变速器不稳定。

根据本发明的特别优选的实施例，在流速计算过程中，电子控制装置考虑了发动机转速和发动机加速度的预测值。

当然，发动机转速与变速器输入速度相关，进而与变速器比率相关。通过使用其预测值而非直接测量值就可以避免与发动机转速相关的反馈问题。

优选地，液压管路包括至少一个部件，其用于响应于流动情况而产生压力变化进而抑制变速器辊的振荡，并且通过根据预测的发动机转速和发动机加速度来补偿阀的设置，阀和部件的共同作用就是抑制辊位置偏离对应于预测的发动机转速的位置。所述的部件优选为一种液压阻尼器。然而，能为流体流提供收缩横截面的任何部件都可以用于这种用途。

在另一个优选实施例中，在计算流速的过程中，电子控制装置考虑了车辆速度和车辆加速度。

根据车辆速度/加速度，可以确定变速器的输出速度及其变化速率。然而，如果所测量的车辆速度用于计算流，就还可能存在问题，因为低频车辆/驱动振荡可能因此按照会被反馈从而导致不稳定。

在本发明的特别优选的实施例中，在确定用于计算流速的车辆加速度值的过程中，电子控制装置考虑了用于驱动车辆所施加的净力的大小。

优选地，用于驱动车辆所施加的净力用来获得经过高通滤波的第一车辆加速度信号，车辆速度或加速度的测量结果用来获得经过低通滤波的第二车辆加速度信号，而后将第一和第二信号加在一起以便提供用于计算流速的改良车辆加速度信号。

还存在以下问题，即假定车辆速度的测量值受到低频振荡以及信号噪声的影响的情况下，获得用于计算液压装置中的流的车辆速度的可用值(或等效变速器输入速度)的问题。

在另外一个优选实施例中，所测量的车辆速度经过低通滤波并且将偏移量加到滤过的信号上以便补偿由于滤波所引起的时滞。

本发明人已经致力于解决第二种、更普遍的问题。这涉及车辆加速度的确定。由于上述压力补偿及其它原因，所以需要车辆加速度信号，其经过滤波以便除去低频振荡(例如由于车辆悬架与驱动线路中的振荡)，但是其不会难以接受地滞后于实际的车辆加速度。

根据本发明的第二方面，具有一种确定机动车辆的加速度的方法，其包括确定用于驱动车辆所施加的净力，由此计算车辆加速度的估计值并且进行高通滤波以便提供第一信号，测量车辆加速度，对所测量的车辆加速度进行低通滤波以便提供第二信号，以及将第一与第二信号相加以便提供代表车辆加速度的输出信号。

也可以使用某些形式的加速度计来测量车辆加速度。然而，优选地，“测量”值通过测量车辆速度并且对时间求微分而获得。

尤其是，根据净驱动力计算车辆加速度优选地包括减去估计的车辆阻力并除以估计的车辆质量这些运算。

一种更复杂的方法涉及道路梯度的公差、车辆质量的变化、制动力等等。优选地，包括自适应的车辆质量与梯度模型。

根据本发明的第三方面，具有一种获得代表物理量的信号的方法，其包括对量进行测量以便提供原始测量信号，对信号进行低通滤波以便提供滤过的信号并向滤过的信号加上偏移量以便提供代表物理量的输出信号，偏移量通过将滤过的信号对时间求微分并乘以常数而获得。

附图说明

现在将参看附图，仅举例来对本发明的特定实施例进行描述，其中：

图1为环形滚道、滚动牵引型变速器的某些主要部分的高度简化的、部分剖开的图示；

图2为液压变速器控制回路的示意图；

图3(a)-(e)为某些车辆变量随着时间的过去而变化的曲线图；

图4为用于本发明的实施例中的滤波策略的方块图；

图5为用于相同策略中的滤波器的方块图；

图6为示出了实际车辆速度和所测量的车辆速度值(垂直轴)相对于时间(水平轴)的曲线图；

图7为一种本身已知但可用于本发明的实施例中的多状态传动装置的高度示意图。

图8为用于控制变速器控制回路中的压力的根据本发明的总体策略的方块图；以及

图9为示出了如何计算变速器控制回路中的压降的方块图。

具体实施方式

图1中所示的变速器构造本身已知。图中示出了“全环”型变速器10。此处，两个输入盘12、14安装于驱动轴16上以便与其一起旋转并且具有相应部分环形表面18、20，表面18、20面向形成于中心输出盘26上的对应部分环形表面22、24，两个环形的空腔因此限定于盘之间。输出盘为轴颈式以便可以独立于轴16而旋转。通过轴16和输入盘12、14输入的来自发动机或其它原动机的驱动通过置于环形空腔中的一组辊传递至输出盘26。替代地，驱动可以从盘26向盘12、14沿相反方向传递。示出了单个代表性的辊28，但是通常每个空腔中提供有三个这种辊。由液压端负载设置结构15跨过输入盘12、14施加的端负载在辊与盘之间提供压力以便使得能够实现驱动的传递。驱动从输出盘传到通常包括行星齿轮混合器的传动装置的其它部分，下文将会对此进行说明。相应托架30中的每个辊为轴颈式，托架30本身联接于液压致动器32上，由此可调节的平移力可以施加于辊/托架组合上。除能够进行平移运动之外，辊/托架组合能够绕着致动器32的活塞31的轴线旋转从而改变辊的“倾角”，并且使辊与盘之间的接触移动，从而容许变速器传动比发生变化，这为本领域的普通技术人员众所周知。

所示的变速器为转矩控制型。液压致动器32在辊/托架组件上施加受控的力，该力在平衡状态下与(1)由输入盘12施加于辊上的力和(2)通过由输出盘26施加于辊上的力的和平衡。这三个力可以同样被认为是产生了倾向于沿着绕变速器轴的圆形路径推动辊的转矩。因此可以说作用于变速器的输入与输出盘上的转矩的和等于由致动器32施加的转矩，因此其与跨过活塞31的压差成比例。该量即输入与输出转矩的和被称作反作用转矩。通过控制施加于活塞31上的压力，可以直接控制反作用转矩。

因此并不直接控制由变速器提供的传动比。相反，变速器输入与输出的速度变化产生于由变速器对联接于输入与输出上的惯量施加输入与输出转矩。在输入侧上，在确定发动机加速度的过程中，将变速器所产生的转矩加到发动机所产生的转矩上。变速器的输出转矩当然施加于从动轮上并且用于使车辆加速。随着变速器输入与输出速度的变化，辊自动运动并且进动至提供所需变速器比率的位置处。

所示变速器的主控制输入因此呈在引向活塞31的相对两侧的管路S1、S2中的压差的形式。图2示出了用于控制变速器的液压回路。在这幅图中，变速器辊28、28＇...及其相关的活塞31、31＇...均以高度示意的方式示出。可以看出它们从液压管路S1、S2送进。提供了包括泵50的高压供应装置48，泵50通过止回阀52连接于蓄压器54上并且还连接于装料控制阀56上，控制阀56在必要时使泵的输出转向，所产生的输出处于稳定的高压下。该输出被引向一对压力控制阀V1、V2，这对阀分别控制着施加于液压管路S1、S2上的压力。每个阀具有一种状态和另一种状态，在这种状态下，阀将其管路V1、V2连接至高压源48，而在另一种状态下，阀将其管路连接至在该图由传动装置贮槽58示意性表示的压力槽中。阀状态取决于作用于阀槽上的两个反向力，这两个反向力来自于(1)由来自传动装置的电子控制装置EC的压力需求信号控制的螺线管，和(2)来自阀的输出的监控信号。因此，阀不断地比较其自身的输出压力与来自EC的压力需求并且调节输出压力与压力需求一致。因此，EC直接控制在阀输出处的压力P_V1和P_V2。

在阀V1、V2与活塞31之间为零流量的条件下，作用于活塞31上的压力P_CYL1和P_CYL2与阀的输出压力P_V1和P_V2相匹配。跨过变速器活塞的压差(如上所述，其确定了变速器反作用转矩)与来自EC的两个压力需求之差相一致。

然而，变速器比率的变化伴随着活塞31的运动并且通过活塞移动的流体流过液压回路。假如活塞31从左至右运动，如图2中所示。在回路的S1侧上由活塞吸入流体容积，而活塞排出相等的容积进入S2侧。流体的这种运动可以被看作通过变速器的流，在示意图中表示为流Q_v。在所示的实例中，具有六个活塞31，因而Q_v÷6的流“通过”每个活塞。流Q_v由高压源48通过阀V1向活塞31的S1侧供应并且通过阀V2向压力槽排出。

在任何液压回路中，都存在对流体流动的阻力因而存在沿着流动方向的压降。实际上，在所示的回路中，所包括的阻尼器的用途为响应于流体流动而产生沿着流动方向的压降，从而抑制变速器活塞31与辊28的振荡行为。主阻尼器60、62提供于位于活塞31与阀V1、V2之间的流管路S1、S2中，并且用于抑制活塞彼此联合的振荡。位于通向各个活塞31、31＇、31″的支路中的辊阻尼器64、66、64＇、66＇、64″、66″...用于抑制活塞彼此异相振荡的任何可能性。阻尼器可以形成为位于管路中的简单孔口，尽管它们可采取其它形式。

在活塞向右运动的情况下，流体流动时回路中压力下降的效果在于压力P_CYL1小于P_V1而压力P_CYL2大于P_V2(在向左运动的情况下，这些不等式将会颠倒)。跨过活塞31的压差ΔP_CYL小于跨过回路中所有限制的压降之和对两个阀V₁、V₂要求的压差。

总之，变速器比率的变化产生流体流。流产生沿着流动方向的压降，从而导致活塞上的压差不同于通过阀V₁、V₂作用的EC所设置的压差。因为活塞压差与变速器反作用转矩成比例，所以除非提供补偿，否则反作用转矩将会出现误差。

根据本发明，通过对控制阀V₁和V₂的压力需求进行适当补偿就解决了这个问题。举例来说，假定图2回路中的瞬时流Q_V产生的压降为

P_V1-P_CYL1＝P_LOSS。

同时，P_CYL2增加。如果认为P_CYL1的损失等于P_CYL2的增量(尽管并不需要这种简化)，那么

ΔP_CYL＝ΔP_REQ-2P_LOSS

其中ΔP_REQ为EC所需的来自阀V₁、V₂的压力输出的差。为了进行补偿，ΔP_REQ可以被修正成ΔP¹ _REQ，其中

ΔP¹ _REQ＝ΔP_REQ+2P_LOSS

这种补偿可以通过增加V₁上的压力需求，通过减少V₂上的压力需求，或者通过这两者的组合来实现。因此，如果P_Loss可以被适当确定，那么可以直接计算所需的补偿。原则上可以确定P_LOSS，因为变速器活塞的运动速度和液压装置中的相应流Q_V随着变速器比率和变速器比率的变化率而变。这种关系取决于变速器本身的构造与几何。根据Q_V，在考虑液压回路与液压流体的特性曲线的情况下，可以计算压力变化P_LOSS。

图3中提供的时间关系曲线用于示出P_LOSS与变速器比率的关系，以及其实际上与车辆速度和发动机转速的关系。其表示在时刻t₀处随着车辆从原地开始加速的变化情况。图3(b)表示在这个实例中所需车辆加速度为常数，直至时间t₁，而超过该时间车辆速度V_s为直线。图3(a)中可以看到所需的发动机转速E_s为常数。在这方面，这个实例被略微简化，因为更常见的是所需的发动机转速随着时间变化。图3(c)示出了变速器比率R_V的所需分布曲线。当然，因为车辆在发动机转速保持恒定时被加速，所以整个传动装置在时间t₀与t₁之间必须从低比率向更高比率运动。实际上，在所示的实例中，传动装置处于无限低的比率直到时间t₀为止，本领域中称作“齿轮传动空档”的状态。参看图3(c)，可以看到，为了为来自整个传动装置的比率提供所需线性增加方式，变速器自身的比率首先线性减小直至时间t_rc而后再线性增加。这是因为所述的传动装置为可以两种不同状态操作的众所周知的类型，这两种状态通过中间齿轮装置提供，变速器通过该齿轮装置联接于发动机和/或从动轮上。在低状态中，变速器比率的减少引起整个传动装置的比率增加。在高状态中，变速器比率的增加就使整个传动比增加。在t_rc处发生从低到高状态的变化。这样，从齿轮传动空档一直到传动装置的最高比率的运动就涉及使变速器顺利通过其整个比率范围，然后返回，如图3(c)中所示。图3(d)为相应流Q_v的简化表示，其可以从变速器比率R_v的分布曲线得出。图3(e)表示最终压降P_LOSS并且在考虑了液压装置与流体的特性曲线的情况下，可以根据Q_v的分布曲线得到。

如果对由于流产生的压力损失的补偿根据变速器比率的变化率的测量值来进行，那么可能损害变速器的稳定性。液压阻尼器所产生的压降在防止变速器振荡方面很理想。液压阻尼器的作用可能受到影响，实际上，如果液压控制器具有足够高的带宽，那么阻尼器的作用就可能被完全否定。另外，根据所测量的变速器比率的变化率进行补偿的作用可能将放大驱动线路中的振荡，由于这种振荡所产生的变速器比率的不合需要的变化引起液压压力相应变化，其易于放大比率变化而非抑制该比率变化。

为了克服这个潜在问题，本实施例所做的就是压力补偿实质上不是根据所测量的变速器比率的变化，而是根据预测的变化，即与反馈相反的前馈方法。结果是对变速器振荡的抑制作用得以保持。在现有系统中，抑制作用就是对变速器比率变化提供一定阻力。即，抑制作用倾向于阻止比率变化。在所考虑的实施例中，压力补偿与液压阻尼器60、62的组合作用相反倾向于抑制变速器比率在预测轨迹周围的振荡-预测轨迹即变速器比率随着时间的预测分布曲线。下文中将对如何实现这点进行说明。

在本实施例中，压力补偿根据由(1)发动机转速/加速度与(2)车辆速度/加速度获得的变速器比率的值和变速器比率的变化率的值来进行。发动机加速度与变速器输入速度的变化率成比例。车辆加速度与变速器输出速度的变化率成比例(尽管比例常数取决于传动装置状态)，至少当从动轮在道路上保持牵引时如此。因此，所选择的量容许确定变速器比率与变速器比率的变化率两者。

发动机转速相对于时间的分布曲线由EC控制。为了详细说明如何实现这个过程，请参考Torotrak的英国专利申请0307038.0.然而，简要地说，EC根据司机需求(通过加速踏板传达)、车辆速度等等确定所需车轮转矩。根据所需车轮转矩，可以确定所需发动机功率，并且EC据此设置所需发动机转速与发动机转矩。例如，根据已知发动机特性曲线以及根据满足司机需求所需的功率，所需发动机转速与转矩可以设置成用来实现高燃料效率。为了实现所需发动机转速，必须使发动机内燃烧所产生的转矩与由传动装置施加于发动机上的负载转矩保持动态平衡，因为是这两个转矩的和作用于发动机的惯量(传动装置的联接部分)上并且使其加速。通过调节施加于发动机控制器上的转矩需求并在必要的情况下调节变速器反作用转矩来控制这种平衡。EC所做的就是确定发动机转速的目标分布曲线并且确定反作用转矩需求与发动机转矩需求的适当设置。为了控制发动机转速偏离目标分布曲线的偏差，随后将实际发动机速度与根据发动机模型和传动装置对其控制输入的响应情况计算的预测发动机转速进行比较。对发动机转矩需求(在必要的情况下还有反作用转矩)进行修正以便减小实际速度与预测速度之间的偏差。这实质上是一种“前馈”方法，因为对实际发动机速度的修正根据发动机速度的预测值来进行。本用途的要点在于EC形成对发动机转速的预测，并且相应形成对发动机加速度的预测。

现在转向用于压力补偿的车辆加速度值的确定，首先应当理解这提出了不同于与发动机转速相关的问题。尽管发动机转速由受EC控制的因素(发动机转矩和反作用转矩)确定，但是车辆加速度取决于不由系统直接控制的外部因素：梯度、车辆质量、阻力等等。精确测定车辆加速度(和速度)是确定变速器比率和变速器比率的变化率的一个重要部分。当然，值可以通过测量结果(例如车轮转速)得出，但是可惜的是车辆(由于其悬架等等)和驱动线路(由于其柔度)具有动态特性，在机动车中在低至2Hz的频率处会发生共振并且在大型车辆中会更低。如果不滤出的话，这种振荡将会在所测量的车辆速度进而在变速器比率的计算值中产生不合需要的低频振荡。这种振荡将会反映在施加于对阀V₁、V₂的需求上的压力补偿方面。这样，振荡又将会影响变速器反作用转矩，进而影响车辆加速度，可能损害正反馈。这在靠近齿轮传动空档的极低传动比处将会成为特别问题，这时变速器压力需求的误差可能使从动轮处的转矩产生较大误差。

简单的低通滤波器可以应用于车辆速度测量，但是在噪声为低频的情况下，滤波器将会必然地具有长的时间常数，从而在实际车辆速度值与所测量/经过滤波的车辆速度值之间产生难以接受的滞后。

现在参看图4与5对滤波器进行描述，其使这些问题能够被克服。其依靠所测量的车辆速度值与预测的车辆速度值的组合。图4中示出了这种策略。其产生车辆速度(SpdVehFilt)与车辆加速度(AccVehFilt)两者的滤波值，但将会首先考虑后者的计算。

在图4中，TrqWhlEst即在方框100处的输入表示施加于从动车轮上的驱动转矩的估计、未滤波的值，通常在12处将该转矩除以车辆从动轮的滚动半径而得出的值给出了为使车辆加速由动力系施加的力的值(ForceDrive)。为了容许通过制动器施加附加力，对制动压力进行测量，而后根据制动器的压力/力特性曲线对制动力(图1中的ForceBraking)进行计算。制动压力与制动力之间的关系基本上为线性，因此可以直接计算。图1中14所标记的功能为接收ForceBraking与ForceDrive，以及对车辆行驶方向(向前/反向)和指示车辆驱动控制器的定位的指示，并且根据这些输出制动力的修正值ForceBrakingCorr。在18处将此加至ForceDrive从而给出未滤波的信号ForceVehEstRaw，其表示由发动机与制动器施加的用于加速车辆的净驱动力。

该信号ForceVehEstRaw被传到多级滤波器20，滤波器20在图2中看得更为详细并且包括一系列用于滤波力值ForceVehEstRaw的低通、一阶数字执行式滤波器22以及另一系列用于滤波车辆速度值的相同滤波器24，如下文所述。一个滤波器如22的输出被送到该系列中的其相邻滤波器22＇的输入，依此类推，因此它们一起提供了高阶、低通滤波器，其中较尖锐的频率被切掉并且其带有时间常数TC，该时间常数TC为被输入滤波器的公共参数。

来自滤波器20的输出为作用于车辆上的力的经过低通滤波的估计值ForceVehEstFilt(图1)。在26处，其取自未滤波的值ForceVehEstRaw以便提供实际上的经高通滤波的值ForceVehEstHPFilt。随后将此输入车辆的适应模型118。该模型用于输出车辆加速度的高通滤波估计值AccVehEstHPFilt。最简单的可能模型将会只包括用驱动力ForceVehEstFilt除以车辆质量。

为了获得更大的精确度，需要考虑车辆质量、道路梯度、阻力以及其它可能的因素。质量和梯度当然为变量并且不能直接测量。因此采用更完善的模型，根据车辆的响应情况来对这些变量进行修正。

根据车辆质量和施加于其上的力已经得出AccVehEstHPFilt。另一种获得车辆加速度值的方式就是测量车辆速度而后对时间求微分。在图4中，所测量的车辆速度其自身为包括有许多噪声的信号，表示为SpdVeh并且输入至多级滤波器110，特别地输入至一系列滤波器114。所产生的低通滤波信号被传到数字微分器120以便提供车辆加速度的低通滤波估计值AccVehFiltRaw。在122处，高通滤波信号AccVehEstHPFilt被加到低通滤波信号AccVehFiltRaw上以便提供信号AccVehFilt，该信号AccVehFilt非常接近车辆加速度的真实值，对此试验已经证明。由于驱动线路振荡所产生的低频噪声已经借助于对所测量车辆速度信号进行低通滤波而除去。由低通滤波器引入的时滞已经通过加入基于传动/制动力的加速度的高通滤波估计值而得到修正。

现在说明如何获得车辆速度的可用值，注意通过对所测量车辆速度求微分而获得的车辆加速度的低通滤波值AccVehFiltRaw被引至乘法器124，该乘法器124还接收多个滤波器110的时间常数TC。AccVehFiltRaw乘以TC就给出了偏移量SpdVehFiltOfst，该偏移量SpdVehFiltOfst为对由于滤波器110的时滞所产生的车辆速度的实际值与滤波值之间的差异的估计值。在126处将这个偏移量加入到经过低通滤波的所测量车辆速度信号SpdVehFiltBase，就得到了经过改良的滤波车辆速度信号SpdVehFilt。

图6用来清楚说明偏移量SpdVehFiltOfst的重要性。线V_A表示实际车辆速度并且在这个实例中为对应于恒定车辆加速度的直线。在实际速度V_A与所测量滤波信号V_FILT之间存在由时间常数T_C确定的时滞。因此，在任意选定时间点t₀处，滤波信号202的值SpdVehFiltBase不同于实际速度Spd。在所示的实例中，该差值等于滤波信号202的斜率乘以时滞TC。因此，加入用这种方法计算出的偏移量SpdVehFiltOfst就得到等于真实值Spd的值SpdVehFilt。偏移量在这个实例中得到准确地修正只是因为车辆加速度恒定。如果加速度变化，则在SpdVehFilt与Spd之间将有一些差异，但是这种方法提供了对原始的滤波值的很大改进。

由于已经具有了车辆速度和加速度的值以及发动机转速和加速度，因而就能确定变速器比率R_v和变速器比率的变化率

车辆/发动机转速与变速器比率之间的关系取决于从动轮的直径和与变速器相关的中间齿轮传动机构。纯粹举例来说，为了示出计算所涉及的原理，图7提供了已知类型的车辆驱动线路的示意图，其具有行星齿轮混合器MIX以及变速器VAR。其它齿轮在212、213和214处表示，分别具有比率R₂、R₃和R₄。混合器的三根轴的转速标为ω₁、ω₂和ω₃。轴216通向发动机并且以发动机转速SpdEng旋转。轴218通向从动车辆车轮219。发动机在221处标示。离合器220被关闭以便接合低状态，这时驱动来自行星齿轮混合器。打开低状态离合器并且关闭高状态离合器222就接合高状态，这时混合器基本上被绕过并且具有固定比率的齿轮链系将变速器输出连接至车轮。

现在，如果ω_o和ω_i为变速器的输入与输出速度，则通过定义

$R_v=\frac{{\mathrm{\ω}}_o}{{\mathrm{\ω}}_i}$

并且在高状态下

ω₀=SpdVehFilt/R4/RFD/从动轮周长

其中R_FD为传动装置输出与从动轮之间的最终传动比率，并且

ω_i＝SpdEng x R₂

因此就能确定R_v。另外

ω₀＝R_vω_i

并且分部求微分

$\frac{{\mathrm{d\ω}}_o}{\mathrm{dt}}=R_v\frac{{\mathrm{d\ω}}_i}{\mathrm{dt}}+\frac{{\mathrm{dR}}_v}{\mathrm{dt}}{\mathrm{\ω}}_i$

因此

$\frac{{\mathrm{dR}}_v}{\mathrm{dt}}=(\frac{{\mathrm{d\ω}}_o}{\mathrm{dt}}-R_v\frac{{\mathrm{d\ω}}_i}{\mathrm{dt}})\÷{\mathrm{\ω}}_i---\left(1\right)$

因而能够得到

的值，因为

$\frac{{\mathrm{d\ω}}_i}{\mathrm{dt}}=\mathrm{AccEngEst}\×R_2$

其中AccEngEst为来自电子控制装置发动机管理策略的预期加速度发动机转速，并且

因此公式(1)右侧的所有量都可为已知值。

低状态下

的计算更复杂一点。令R₁₃为行星齿轮混合器处的速度ω₁与ω₃之间的比率。混合器被构造成使得

$R_{13}=\frac{{\mathrm{\ω}}_3-{\mathrm{\ω}}_2}{{\mathrm{\ω}}_1-{\mathrm{\ω}}_2}$

因此

ω₃＝R₁₃ω₁+(1-R₁₃)ω₂

并且

$\frac{{\mathrm{d\ω}}_3}{\mathrm{dt}}=R_{13}\frac{{\mathrm{d\ω}}_1}{\mathrm{dt}}+(1-R_{13})\frac{d{\mathrm{\ω}}_2}{\mathrm{dt}}---\left(2\right)$

根据公式(2)

$\frac{\frac{{\mathrm{d\ω}}_3}{\mathrm{dt}}-(1-R_{13})\frac{{\mathrm{d\ω}}_2}{\mathrm{dt}}}{R_{13}}=\frac{{\mathrm{d\ω}}_1}{\mathrm{dt}}=\frac{{\mathrm{d\ω}}_o}{\mathrm{dt}}$

代入公式(1)

$\frac{{\mathrm{dR}}_v}{\mathrm{dt}}=\frac{1}{{\mathrm{\ω}}_i{R}_{13}}(\frac{{\mathrm{d\ω}}_3}{\mathrm{dt}}-(1-R_{13})\frac{{\mathrm{d\ω}}_2}{\mathrm{dt}})-R_v\frac{{\mathrm{d\ω}}_i}{{\mathrm{\ω}}_i\mathrm{dt}}$

再次，这能够求出，因为

$\frac{{\mathrm{d\ω}}_2}{\mathrm{dt}}=\mathrm{AccEngEst}\×R_3$

并且

图8示出了如何根据变速器比率的值及其变化率来控制对阀V₁、V₂的压力需求。此处，变速器比率的测量值R_v(通过测量变速器输入与输出速度和滤波而获得)由变量RatVar表示而变速器比率的估计变化率为变量AccRatVarEst。这些量根据以上公式确定。根据这些量，在230处计算所产生的通过变速器缸的流FlowVar。这种计算根据变速器几何来进行。可以表明，对于图1中所示的变速器：

$\frac{\mathrm{dx}}{\mathrm{dt}}=R_T\frac{\mathrm{d\α}}{\mathrm{dt}}\tan \mathrm{\β}$

其中x＝活塞位置

RT＝由变速器盘限定的圆环的中心线的半径

α＝辊倾角

β＝变速器主销后顷角，标于图1

而

可由比率Rv及其一阶微分得到，因为

$\frac{\mathrm{d\α}}{\mathrm{dt}}=\frac{2K_c\frac{{\mathrm{dR}}_v}{\mathrm{dt}}}{{(R_v-1)}^2}$

其中

$K_c=\frac{R_T}{R_R}$

而R_R＝变速器辊半径

因此，变速器活塞的运动速度可以根据变速器比率的测量值及其一阶时间微分确定，由此，在已知活塞的面积的情况下，就能够确定″跨过″变速器的流速。

在232处，计算出在变速器活塞的相对两侧的最终压力变化ΔPS2_est和ΔPS1_est。图9示出了进行这种计算的方式。使用查阅表，该查阅表描述了其流动阻力引起压降的回路的那些部件的的特性曲线-即压力变化各自随着通过它的流而产生。这种特性曲线可以通过实验建立。假定主阻尼器60、62和辊阻尼器64、66产生相同幅值的压降而不管流动方向如何(但是，压降的方向当然与流动方向相对应)。它们的特性曲线分别存储于查阅表250、252中。还考虑了阀V₁、V₂的特性曲线，但是由于它们对于正向和反向流而言具有不同的特性曲线，所以使用两个分离的查阅表254、256来描述阀。

FlowVar的绝对值被输入至所有查阅表并且输出由每个回路部件造成的最终压降的值。考虑到不是所有活塞都具有相关的阻尼器的事实，跨过辊阻尼器的压降在258处乘以常数。在260和262处分别计算出回路的入流和出流的压力变化的和，转换逻辑263在考虑到FlowVar的符号的情况下保证了它们被正确地归于S1和S2管路以便产生输出ΔPS2_est和ΔPS1_est。

回到图8，流补偿策略也许参考数字示例而得到最好地说明：其接收PressServo1Req和PressServo2Req，它们为变速器活塞处所需的压力。在图中，圆圈中所示的数字与压力相对应，因此在这个实例中PressServo2Req为8(单位为任意单位)而PressServolReq为10。跨过变速器活塞的所需压力差即确定变速器反作用转矩的量，为10-8＝2。在270、272处，压力变化ΔPS1_est和ΔPS2_est分别被加到所需压力和从所需压力上减去。然而，最终压力可能超过或低于能够提供的压力。它们被输出到限制器264、266，该限制器264、266还接收表示最大和最小可用液压压力的参数。在这种情况下，被输入至S₂侧限制器264的5个单位的压力低于8个单位的最低可用压力。因此该限制器输出的值为8。S₁侧限制器输出与其所接收的相同的值(13)，因为这位于可用范围之内。在271和273处，相应限制器的输入被从其输出上减去。结果即所需压力与可用压力之间的差值随后在274、276处被加入至回路另一侧上的压力需求，从而得到需求PressSlFlowReq和PressS2FlowReq以传送至阀V₁、V₂。

Claims (14)

1.一种连续可变比率的传动装置，其包括变速器，该变速器包括辊，该辊在一对滚道之间以可变的变速器比率传递驱动，该辊可以根据变速器比率的变化而运动，以及

液压致动器，该液压致动器对辊施加偏置力，

所述传动装置还包括：

至少一个阀，通过液压管路连接于所述液压致动器上以便控制施加于液压致动器上的压力进而控制偏置力；以及

电子控制装置，确定所需的偏置力并且对所述至少一个阀进行相应设置，

其特征在于：

所述电子控制装置用于确定液压管路中的流速，用于确定所述液压致动器与所述至少一个阀之间的相应压力变化，以及用于调节所述至少一个阀的设置以便补偿这种压力变化。

2.根据权利要求1所述的连续可变比率传动装置，其中电子控制装置根据流速与液压管路的一个或多个部件的流动特性来计算压力变化。

3.根据权利要求2所述的连续可变比率传动装置，其中在电子控制装置中对液压管路的一个或多个部件的流动特性进行了建模。

4.根据前述权利要求中任一项所述的连续可变比率传动装置，其中电子控制装置根据变速器比率和变速器比率的变化率来确定流速。

5.根据权利要求1所述的连续可变比率传动装置，其中对流速的计算是基于发动机转速和发动机加速度的预测值。

6.根据权利要求5所述的连续可变比率传动装置，其中液压管路包括至少一个部件，其用于响应于流动情况而产生压力变化进而抑制变速器辊的振荡，其中通过根据预测的发动机加速度来补偿所述至少一个阀的设置，所述至少一个阀和所述至少一个部件的共同作用就是抑制辊位置偏离对应于预测的发动机加速度的位置。

7.根据前述权利要求1、2、3、5、6中任一项所述的连续可变比率传动装置，其中在电子控制装置进行的计算过程是基于车辆速度和车辆加速度。

8.根据权利要求7所述的连续可变比率传动装置，其中在确定用于计算流速的车辆加速度值的过程中，电子控制装置是基于用于驱动车辆所施加的净力的大小。

9.根据权利要求8所述的连续可变比率传动装置，其中用于驱动车辆所施加的净力用来获得经过高通滤波的第一车辆加速度信号，车辆速度或加速度的测量结果用来获得经过低通滤波的第二车辆加速度信号，而后将所述第一车辆加速度信号和第二车辆加速度信号加在一起以便提供用于计算流速的改良车辆加速度信号.

10.根据权利要求7所述的连续可变比率传动装置，其中所测量的车辆速度信号经过低通滤波并且将偏移量加到滤过的信号上以便补偿由于滤波所引起的时滞。

11.根据权利要求8或9所述的连续可变比率传动装置，其中所测量的车辆速度信号经过低通滤波并且将偏移量加到滤过的信号上以便补偿由于滤波所引起的时滞。

12.根据权利要求10所述的连续可变比率传动装置，其中偏移量通过将滤波信号的微分乘以时间常数而计算。

13.根据前述权利要求1所述的连续可变比率传动装置，其中所述至少一个阀为减压阀，其接收高压流体并且将流体压力施加于液压管路上，流体压力与所述至少一个阀的设置相对应。

14.根据前述权利要求1或13所述的连续可变比率传动装置，包括各自带有用于控制压力的相应阀的两个液压管路，这两个液压管路被引向液压致动器中的活塞的相对两侧，因此偏置力取决于两个管路的压力之差。

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