CN101089429A - 无级变速器的控制装置和控制方法 - Google Patents

无级变速器的控制装置和控制方法 Download PDF

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Abstract

管道液压设定部(160)基于必要换档控制压力Pin和必要带夹紧压力Pd中较大的一个设定管道液压PL，该管道液压PL是必要换档控制压力Pin和必要带夹紧压力Pd的基本压力。此时，如果无级变速器(18)将要加档，则必要Pin计算部(162)基于目标变速比γ*和实际变速比γ中计算出的必要换档压力Pv较大的一个，来计算必要换档控制压力Pin。同样地，将必要换档控制压力Pin设定为使无级变速器(18)加档的最小必需水平，并且将管道液压PL适当地设定为获取必要换档控制压力Pin的水平。

Description

无级变速器的控制装置和控制方法
技术领域
[0001]本发明涉及带式无级变速器的控制装置和控制方法，该带式无级变速器具有一对由液压缸驱动的可变有效直径带轮和卷绕所述带轮的传动带。特别地，本发明涉及设定每个液压缸的液压的基本压力的技术。
背景技术
[0002]如公众所知，用于控制具有一对由液压缸驱动的可变有效直径带轮和卷绕所述带轮的传动带的带式无级变速器的控制装置需要适当地设定每个液压缸的液压的基本压力。
[0003]例如，JP2728466说明用于液压驱动变速装置的液压控制装置。这个专利所列举的变速装置是具有初级带轮、次级带轮，以及卷绕初级带轮和次级带轮的带的无级变速器。通过操作初级带轮来控制无级变速器的变速比以达到目标变速比。此时，通过操作次级带轮来控制夹紧带的力(带夹紧力)从而避免初级带轮与带之间的滑动以及次级带轮与带之间的滑动。所描述的液压控制装置基于输入扭矩和无级变速器的变速比来控制管道液压，该管道液压是初级带轮的液压室的液压(下文中将表示为“初级液压")和次级带轮的液压室的液压(下文中将表示为“次级液压”)的基本压力。即，以这种方式，液压控制装置改进换档响应，避免带滑动，并增加动力传输效率。
[0004]液压控制装置所具有的液压回路将管道液压直接供给到次级带轮侧液压室，从而使管道液压和次级液压彼此基本相等。因此，尽管可将管道液压设定到适当地改变次级带轮的槽宽所需的水平，也存在不能将管道液压设定到初级液压所需水平的可能性，这可能使无级变速器的换档响应变差。
[0005]为了克服这个，一种选择是用液压回路，通过液压回路，管道液压可独立于初级和次级液压受到控制，并且基于初级和次级液压来控制管道液压。一般而言，在带式无级变速器中，以无级变速器换档且通过对流入和流出初级带轮侧液压室的工作油的流量的控制产生的带夹紧力的结果建立初级液压的同时，次级液压直接调节到目标值。同样地，当设定管道液压时，需要估计初级液压值并将其用于设定管道液压，同时实际上使用次级液压的设定值。
[0006]初级液压是保持变速比恒定和改变变速比所需的液压。例如，可以基于带夹紧力、变速比和变速比改变的速率(变速比变化率)来计算初级液压。例如，当通过将工作油供给到初级带轮侧液压室使无级变速器加档时，通过将必要换档压力加到稳定平衡压力中计算减小初级带轮的槽宽所需的初级液压值，该必要换档压力是用于产生改变初级带轮的槽宽从而改变变速比的推力的液压，该稳定平衡压力是用于保持变速比恒定的液压。
[0007]在将目标变速比的变化率作为变速比的变化率计算必要换档压力的情况下，当无级变速器加档而实际变速比滞后于目标变速比时，尽管存在无级变速器的加档仍在继续这一事实，加档的必要换挡压力可能为零。这样，用于加档的液压不足，这可能减小对目标变速比的跟随性，并且因此延迟完成加档。
[0008]另一方面，在将实际变速比的变化率作为变速比的变化率计算必要换档压力的情况下，当无级变速器加档而实际变速比滞后于目标变速比时，用于加档的必要换挡压力在计算中可能相对较小。这样，用于加档的液压也不足，这可能减小对目标变速比的跟随性并且因此减小换档响应。
[0009]为了避免这种对目标变速比的跟随性的减小，相对于必要初级液压，管道液压需要设定得高。这样，管道液压可大于需要量并且可以降低燃料经济性。
发明内容
[0010]本发明的目的是提供带式无级变速器的控制装置和控制方法，其适当地计算初级带轮的液压缸的液压，该液压用于当无级变速器加档时设定管道液压。
[0011]本发明的第一方面涉及一种带式无级变速器的控制装置，该无级变速器设置在车辆内驱动动力源和驱动轮之间的动力传动路径上，并且具有初级带轮、次级带轮、卷绕所述初级带轮和次级带轮的带、用于改变初级带轮的槽宽的初级带轮侧液压缸以及用于改变次级带轮的槽宽的次级带轮侧液压缸。控制装置通过操作初级带轮侧液压缸来改变无级变速器的变速比从而消除目标变速比相关值与实际变速比相关值之间的偏差，并通过操作次级带轮侧液压缸来控制带夹紧力从而避免带与初级带轮之间的滑动以及带与次级带轮之间的滑动。控制装置包括：基本压力设定部，该基本压力设定部基于初级带轮侧液压缸的液压和次级带轮侧液压缸的液压来设定初级带轮侧液压缸的液压和次级带轮侧液压缸的液压的基本压力；以及初级液压计算部，当无级变速器将要加档时，该初级液压计算部基于目标变速比相关值和实际变速比相关值中计算出的初级带轮侧液压缸的液压较大的一个来计算初级带轮侧液压缸的液压。
[0012]根据上述控制装置，当基本压力设定部基于初级带轮侧液压缸和次级带轮侧液压缸的液压来设定初级带轮侧液压缸和次级带轮侧液压缸的液压的基本压力时，初级液压计算部基于目标变速比相关值和实际变速比相关值中计算出的初级带轮侧液压缸的液压较大的一个来计算初级带轮侧液压缸的液压。因此，可将初级带轮侧液压缸的液压设定到使无级变速器加档的最小需求水平，并且基本压力可适当地设定到获得初级带轮侧液压缸的设定液压的需求水平。
[0013]根据本发明第一方面的控制装置可以是，基本压力设定部将预定极限值用作基本压力的上限来设定基本压力，以使基本压力不超过带的容许负荷。根据这种结构，即使当目标变速比相关值分阶段地改变时，初级带轮侧液压缸的液压变得非常大，也可避免初级带轮侧液压缸的液压增加到过大水平，比如大于传动带的允许负荷的水平。
[0014]此外，根据本发明第一方面的控制装置可以是，初级液压缸的液压包含用于维持变速比的稳定平衡压力和用于改变变速比的必要换档压力，并且初级液压计算部通过将目标变速比相关值的变化率和实际变速比相关值的变化率中较大的一个应用于计算所述必要换档压力的预存算术表达式来计算所述必要换档压力。根据这种结构，可适当地计算初级带轮侧液压缸的液压。
[0015]变速比相关值是，例如与带式无级变速器的变速比(输入转速/输出转速)具有一一对应关系的参数。然而，选择性地，变速比相关值可以是其它值，诸如对应于车速的输入转速(在驱动动力源侧的转速)，输出转速(在驱动轮侧的转速)等，发动机转速，涡轮机转速(turbine speed)，以及变速比自身。
[0016]此外，在无级变速器的正常换档控制中，可执行多种控制，诸如基于预定换档条件确定目标变速比且通过对初级带轮侧液压缸供给液压或将液压从其中排放出来来改变初级带轮的槽宽的变速比反馈控制，以及依据车速和输出转速(驱动轮侧转速)确定无级变速器的输入侧(驱动动力源侧)的目标转速比且改变初级带轮的槽宽以使无级变速器的实际输入转速等于目标转速的变速比反馈控制。
[0017]可用换档图和算术表达式等设定预定换档条件，其中表示汽车运转状态诸如加速器操作量和驾驶员所需输出(加速量)的值和车速(对应于输出转速)用作参数。
[0018]此外，推动车辆的驱动动力源可是任意一种内燃机，诸如汽油内燃机和柴油内燃机。此外，作为用于推动车辆的辅助驱动动力源，除内燃机外还可设置电动机等。选择性地，驱动动力源可仅由电动机或发动机构成。
[0019]本发明的第二方面涉及一种带式无级变速器的控制方法，该无级变速器设置在车辆内驱动动力源和驱动轮之间的动力传动路径上，并且具有初级带轮、次级带轮、卷绕所述初级带轮和所述次级带轮的带、用于改变初级带轮的槽宽的初级带轮侧液压缸以及用于改变次级带轮的槽宽的次级带轮侧液压缸。在这种控制方法中，通过操作初级带轮侧液压缸来改变无级变速器的变速比，从而消除目标变速比相关值与实际变速比相关值之间的偏差，并通过操作次级带轮侧液压缸来控制带夹紧力，从而避免带与初级带轮之间的滑动以及带与次级带轮之间的滑动。在这种控制方法中，基于初级带轮侧液压缸的液压和次级带轮侧液压缸的液压来设定初级带轮侧液压缸的液压和次级带轮侧液压缸的液压的基本压力，并且当无级变速器将要加档时，基于目标变速比相关值和实际变速比相关值中计算出的初级带轮侧液压缸的液压较大的一个来计算初级带轮侧液压缸的液压。
[0020]根据本发明第二方面的控制方法可以是，将预定极限值用作基本压力的上限来设定基本压力，以使基本压力不超过带的容许负荷。
[0021]此外，根据本发明第二方面的控制方法可以是，通过将目标变速比相关值的变化率和实际变速比相关值的变化率中较大的一个应用于计算必要换档压力的预存算术表达式来计算必要换档压力，该必要换档压力用于改变变速比并且是初级带轮侧液压缸的液压的一部分。
附图说明
[0022]将下文中示例性实施例与附图相结合，本发明上述和另外的目的、特征和优点将变得明显，其中相似的附图标记用于表示相似的元件，并且其中：
图1为示意性地示出本发明所应用的车辆驱动装置的结构的视图；
图2为示出安装在车辆内用于控制图1所示的车辆驱动装置的控制系统的主体元件和部以及其它元件的框图；
图3为示出液压控制回路的各个部的液压回路图，该液压控制回路涉及带夹紧力、变速比控制以及根据换档杆的操作啮合前进离合器和后退制动器的液压控制；
图4为用于确定无级变速器的换档控制中目标输入转速的换档图的一个实例；
图5为在无级变速器的带夹紧力控制中，根据变速比等确定带夹紧力的带夹紧力图的一个实例；
图6为说明图2所示的电子控制模块的主体控制功能的功能性框图；
图7为说明设定管道液压的原理的一个实例的图；
图8为说明计算使无级变速器加档的所需换档控制压力Pin的原理的一个实例的图；
图9为说明发动机转速和估计的发动机扭矩之间的关系的一个实例的图(发动机扭矩图)，这个关系已经预先凭经验确定并记录在内存中，并且其中节气门的开度被用作参数；
图10为示出由图2所示的电子控制模块执行的主体控制程序的流程图，即电子控制模块执行的根据所需换档控制压力Pin和所需带夹紧压力Pd适当地设定液压的控制程序；
图11是示出图10所示的控制程序的子程序的流程图，其被执行以计算必要换档控制压力Pin。
具体实施方式
[0023]在下文中，将参照附图对本发明的示例性实施例进行详细说明。
图1为示意性地示出本发明所应用的车辆驱动装置10的结构的视图。车辆驱动装置10是优选使用在FF(前置发动机，前轮驱动)车辆的横向安装自动变速器。车辆包括发动机12，该发动机12是推动车辆的驱动动力源。发动机(是内燃机)12的输出经由发动机12的曲柄轴、为流体传动装置的扭矩转换器14、前进-后退驱动转换装置16、带式无级变速器(CVT)18、减速齿轮装置20以及差动单元22传递到左、右驱动轮24L、24R。
[0024]扭矩转换器14具有与发动机12的曲柄轴连接的泵叶轮14p以及经由涡轮轴34与前进-后退驱动转换装置16连接的涡轮机叶轮14t，该涡轮轴34是扭矩转换器14的输出部。扭矩转换器14通过液体传递驱动动力。此外，锁止离合器26设置在泵叶轮14p和涡轮机叶轮14t之间。随着液压通过液压控制回路100中(参看图2和图3)的闭锁控制阀(L/C控制阀)被选择性地供给到啮合侧液压室和释放侧液压室，啮合及释放锁止离合器26。注意图中未示出闭锁控制阀。当锁止离合器26完全啮合时，泵叶轮14p和涡轮机叶轮14t共同旋转。泵叶轮14p与机械油泵28连接，该机械油泵28由发动机12转动而产生液压。机械油泵28所产生的液压用于控制无级变速器18的换档、产生无级变速器18的带夹紧力、啮合及释放锁止离合器26并将润滑油提供给各个部分。
[0025]前进-后退驱动转换装置16主要由双小齿轮式行星齿轮组构成。扭矩转换器14的涡轮轴34连接到前进-后退驱动转换装置16的太阳齿轮16s。无级变速器18的输入轴36连接到前进-后退驱动转换装置16的行星齿轮架16c。行星齿轮架16c和太阳齿轮16s通过前进-驱动离合器C1选择性地相互连接。前进-后退驱动转换装置16的环行齿轮16r通过后退-驱动制动器B1被选择性地固定到外壳。前进-驱动离合器C1和后退-驱动制动器B1是通过液压缸摩擦啮合并作为间断连接装置的液压-驱动摩擦卡合装置。
[0026]当前进-驱动离合器C1被啮合而后退-驱动制动器B1被释放时，建立前进驱动动力传动路径，在该路径中涡轮轴34和输入轴36直接相互连接，前进-后退驱动转换装置16的整个部分转动从而将前进驱动动力传递到无级变速器18侧。另一方面，当后退-驱动制动器B1被啮合而前进-驱动离合器C1被释放时，在前进-后退驱动转换装置16中建立后退驱动动力传动路径，输入轴36按照与涡轮轴34相反的方向转动，从而将后退驱动力传递到无级变速器18侧。当前进-驱动离合器C1和后退-驱动制动器B1都被释放时，前进-后退驱动转换装置16处于动力传动中断的空档状态。
[0027]无级变速器18具有：输入侧可变带轮(初级带轮)42，其是设置在输入轴36上的输入部件；输出侧可变带轮(次级带轮)46，其是设置在输出轴44上的输出部件；卷绕输入侧可变带轮42和输出侧可变带轮46的传动带48。可变带轮42、46的有效直径是可变的。驱动动力通过输入侧可变带轮42和传动带48之间的摩擦力并通过输出侧可变带轮46和传动带48之间的摩擦力进行传递。
[0028]输入侧可变带轮42具有固定在输入轴36上的固定转子42a，和设置在输入轴36上的活动转子42b。活动转子42b相对于输入轴36不可转动，但可在输入轴36的轴向上移动。同样，输入侧可变带轮42具有输入侧液压缸(初级带轮侧液压缸)42c，该输入侧液压缸42c产生改变固定转子42a和活动转子42b之间的V型槽的槽宽的推力。同样地，输出侧可变带轮46具有固定在输出轴44上的固定转子46a和设置在输出轴44上的活动转子46b。活动转子46b相对于输出轴44不可转动，但可在输出轴44的轴向上移动。同样，输出侧可变带轮46具有输出侧液压缸(次级带轮侧液压缸)46c，该输出侧液压缸46c产生改变固定转子46a和活动转子46b之间的V型槽的槽宽的推力。通过依靠液压控制回路100控制供给到输入侧液压缸42c和从该输入侧液压缸42c排放的工作油的流量，改变输入侧可变带轮42和输出侧可变带轮46的V型槽的槽宽，从而改变传动带48在输入侧可变带轮42处和在输出侧可变带轮46处的节径(即输入侧可变带轮42和输出侧可变带轮46的有效直径)，从而使变速比γ(＝输入轴转速NIN/输出轴转速NOUT)连续变化。同样，利用液压控制回路100控制输出侧液压缸46c的液压(带夹紧压力Pd)，从而使传动带48不发生滑动。这种控制的结果是，输入侧液压缸42c的液压(换档控制压力Pin)增大。
[0029]图2为示出安装在车辆内用于控制车辆驱动装置10的控制系统的主体元件和部以及其他元件的框图。参看图2，电子控制模块50由包括如CPU、RAM、ROM和输入界面、输出界面等的所谓微型计算机构成。CPU通过运用RAM的临时存储功能同时执行预存在ROM中的多种程序的信号处理，来执行发动机12的输出控制、无级变速器18的换档控制、带夹紧压力控制等。CPU可包括对应于各个控制的单独部，诸如无级变速器18和锁止离合器26的发动机控制和液压控制。
[0030]电子控制模块50接收多种信号，诸如：由发动机转速传感器52检测到的，表示曲柄轴的旋转角度(位置)ACR(°)和发动机12的转速(发动机转速)NE的信号；由涡轮转速传感器54检测到的，表示涡轮轴34的转速(涡轮转速)NT的信号；由输入轴转速传感器56检测到的，表示无级变速器18的转速(输入轴转速)NIN的信号(即无级变速器18的输入转速)；由车速传感器(输出轴转速传感器)58检测到的，表示输出轴44(无级变速器18的输出转速)的转速(输出轴转速)NOUT的信号，即表示对应于输出轴转速NOUT的车速V的信号；由节气门传感器60检测到的，表示在发动机12的进气通道32内的电子节气门30的节气门开度θTH的信号；由冷却液温度传感器62检测到的，表示发动机12的冷却液的温度Tw的信号；由CVT液压温度传感器64检测到的，表示在无级变速器18的液压回路和其他部循环的工作油的温度TCVT的信号；由加速器操作量传感器66检测到的，表示加速踏板68的操作量Acc的加速器操作量信号；由脚制动器开关70检测到的，表示用作车辆的常规制动器的脚制动器的操作BON的制动操作信号(即表示是否正在对脚制动器进行操作的信号)；由杆位置传感器72检测到的，表示换档杆74的位置(操作位置)的换档杆位置信号。
[0031]另一方面，电子控制模块50输出发动机输出控制命令信号SE，该发动机输出控制命令信号包括，例如驱动节气门作动器76从而开启和关闭电子节气门30的节气门信号，控制从燃料喷射装置78喷射出的燃料量的喷射信号，以及通过发动机12内的点火装置80控制点火正时的点火正时信号。同样，电子控制模块50将多种信号输出到液压控制回路100，诸如改变无级变速器18的变速比γ的换档控制命令信号ST(例如驱动电磁阀DS1和DS2从而控制供给到输入侧液压缸42c的工作油的流量的命令信号)，调节传动带48的夹紧力的夹紧力控制命令信号SB(例如驱动线性电磁阀SLS从而调节管道液压PL的命令信号)，以及管道液压控制命令信号SPL(例如驱动线性电磁阀SLT从而调节管道液压PL的命令信号)。
[0032]换档杆74设置在靠近驾驶员座位的位置，并且手动操作到按以下顺序排列的五个杆位置“P”、“R”、“N”、“D”和“L”中选定的一个(参看图3)。
[0033]“P”位置(“P”范围)是停车位置，在该位置上，车辆驱动装置10处于空档状态，在该空挡状态车辆驱动装置10的动力传动路径断开，即车辆驱动装置10的动力传动中断，且输出轴44被机械停车机构机械地锁住从而不转动。“R”位置是后退驱动位置，在该后退驱动位置上，输出轴44的转动方向反转。“N”位置是空档位置，在该空挡位置上，车辆驱动装置10的动力传动中断。“D”位置是前进驱动位置，在该前进驱动位置上，通过建立自动换档模式执行自动换档控制，该自动换档模式在控制设定的换档范围内对无级变速器18进行换档。“L”位置是应用了强力发动机制动器的发动机制动位置。因此，“P”和“N”位置是驾驶员没有驱动车辆时选定的非驱动位置，“R”、“D”和“L”位置是驾驶员驱动车辆时选定的驱动位置。
[0034]图3为示出液压控制回路100的各个部的液压回路图，该液压控制回路100涉及无级变速器18的带夹紧力控制、无级变速器18的变速比控制、以及根据换档杆74的操作啮合前进驱动离合器C1和后退驱动制动器B1的液压控制。参看图3，液压控制回路100包括：调节带夹紧压力Pd的夹紧力控制阀110，其是输出侧液压缸46c的液压，从而使传动带48不滑动；加档变速比控制阀114和减档变速比控制阀116，二者均控制供给到输入侧可变带轮42的工作油的流量，从而使无级变速器18的变速比γ如所需地连续变化；推力比控制阀118，其根据换档控制压力Pin和带夹紧压力Pd之间的预定关系控制它们之间的比例；手动阀120，其根据换档杆74的操作机械地转换液压通道，从而分别啮合和释放前进-驱动离合器C1和后退-驱动制动器B1。
[0035]根据控制液压PSLT通过控制初级调节阀(管道液压调节阀)122，将基本压力调节到反映发动机负荷的值而获得管道液压PL等，该控制液压PSLT是从线性电磁阀SLT输出的液压。基本压力是由被发动机12驱动的油泵28(参看图1)产生的液压。初级调节阀122是，例如，释放式调节阀。
[0036]初级调节阀122具有：滑阀体122a，该滑阀体122a可轴向运动并开启和关闭输入口122i，从而使由油泵28产生的液压通过输出口122t排放到吸入液压通道124，弹簧122b是在阀关闭方向上推动滑阀体122a的推动部件；液压室122c，该液压室122c容纳弹簧122b并接收控制液压PSLT，从而在阀关闭方向上为滑阀体122a施加推力；以及液压室122d，该液压室122d接收油泵28产生的液压，从而在阀开启方向上为滑阀体122a施加推力。
[0037]在如上构造的初级调节阀122中，平衡状态由以下表达式(1)表达：
PL×b＝PSLT×a+FS  ...(1)
此处“FS”表示弹簧122b的推力，“a”表示液压室122c中施加了控制液压PSLT的区域，“b”表示初级调节阀122中施加了管道液压PL的区域。因此，管道液压PL由以下表达式(2)表达，并且与控制液压PSLT成比例。
PL＝PSLT×(a/b)+FS/b ...(2)
[0038]因此，初级调节阀122和线性电磁阀SLT起到压力调节装置的功能，用于基于表示液压命令值的管道液压命令信号SPL将从油泵28排放的工作油的压力调节到管道液压PL。
[0039]调节液压(modulator hydraulic pressure)PM是控制液压PSLT和控制液压PSLS的基本压力，该控制液压PSLS是线性电磁阀SLS的输出液压。调节液压PM也是控制液压PDS1和控制液压PDS2的基本压力，该控制液压PDS1是在电子控制模块50的占空控制下运转的电磁阀DS1的输出液压，该控制液压PbS2是电磁阀DS2的输出液压。通过将管道液压PL作为基本压力，由调节阀126将该管道液压PL调节到某一恒定压力，来获取调节液压PM。
[0040]根据控制液压PSLT，由管道液压调节NO.2阀128调节作为基本压力的管道液压PL，获取输出液压PLM2。
[0041]输出液压PLM2供给到手动阀120的输入口120a。当换档杆74被操作到“D”位置或“ L”位置时，手动阀120中的液压路径转换，从而通过前进驱动输出口120f将输出液压PLM2作为前进驱动输出压力供给到前进-驱动离合器C1，而后退-驱动制动器B1中的工作油通过后退驱动输出口120r和排放口EX排出(排放)进入外界压力，从而使前进-驱动离合器C1被啮合而后退-驱动制动器B1被释放。
[0042]当换档杆74被操作到“R”位置时，手动阀120中的液压路径转换，从而通过后退驱动输出口120r将输出液压PLM2作为后退驱动输出压力供给到后退-驱动制动器B1，而前进-驱动离合器C1中的工作油通过前进驱动输出口120f和排放口EX排出(排放)进入外界压力，从而使后退-驱动制动器B1被啮合而前进-驱动离合器C1被释放。
[0043]此外，当换档杆74被操作到“P”位置或“N” 位置时，手动阀120中的液压路径转换，从而使从输入口120a到前进驱动输出口120f的液压通道和从输入口120a到后退驱动输出口120r的液压通道均发生中断，前进-驱动离合器C1和后退-驱动制动器B1中的工作油均通过手动阀120排出，从而使前进-驱动离合器C1和后退-驱动制动器B1均被释放。
[0044]加档变速比控制阀114具有：滑阀体114a，该滑阀体可轴向运动并选择性地设定到加档位置，在该加档位置上管道液压PL通过输入口114i和输入/输出口114j被供给到输入侧可变带轮42，输入/输出口114k关闭且处于初始位置，在该初始位置上输入侧可变带轮42通过输入/输出口114j与输入/输出口114k相通；弹簧114b，该弹簧114b是向滑阀体114a的初始位置推动滑阀体114a的推动部件；液压室114c，该液压室114c容纳弹簧114b并接收控制液压PDS2，从而在朝向滑阀体114a的初始位置的方向上为滑阀体114a施加推力；液压室114d，该液压室114d接收控制液压PDS1，从而在朝向滑阀体114a的加档位置的方向上为滑阀体114a施加推力。
[0045]同样地，减档变速比控制阀116具有：滑阀体116a，该滑阀体116a可轴向运动并选择性地设定到减档位置，在该减档位置上输入/输出口116j设置在与排放口EX相通的初始位置，在该初始位置上输入/输出口116j与输入/输出口116k相通；弹簧116b，该弹簧116b是向滑阀体116a的初始位置推动滑阀体116a的推动部件；液压室116c，该液压室116c容纳弹簧116b并接收控制液压PDS1，从而在朝向滑阀体116a的初始位置的方向上为滑阀体116a施加推力；液压室116d，该液压室116d接收控制液压PDS2，从而在朝向滑阀体116a的减档位置的方向上为滑阀体116a施加推力。
[0046]在上述构造的加档变速比控制阀114和减档变速比控制阀116中，当加档变速比控制阀114关闭而滑阀体114a在弹簧114b的推力作用下保持在初始位置时，如图3中延伸穿过加档变速比控制阀114和减档变速比控制阀116的中心线的左侧所示，输入/输出口114j和输入/输出口114k彼此相通，因此输入侧可变带轮42(输入侧液压缸42c)中的工作油被允许流入输入/输出口116j。当减档变速比控制阀116关闭而滑阀体116a在弹簧116b的推力作用下保持在初始位置时，如图3的中心线的右侧所示，输入/输出口116j和输入/输出口116k彼此相通，因此允许推力比控制液压Pτ从推力比控制阀输出到输入/输出口114k。
[0047]当在控制液压PDS1产生的推力作用下将控制液压PDS1供给到液压缸114d时，滑阀体114a逆着弹簧114b的作用力朝向加档位置运动，如图3的中心线右侧所示。这使管道液压PL通过输入/输出口114j以对应于控制液压PDS1的流量从滑阀体114a供给到输入侧液压缸42c，并关闭输入/输出口114k，中断流入减档变速比控制阀116的工作油。同样地，换档控制压力Pin增加并且输入侧可变带轮42的V型槽的槽宽相应减小，从而变速比γ减小，即无级变速器18加档。
[0048]另一方面，当在控制液压PDS2产生的推力作用下将控制液压PDS2供给到液压缸116d时，滑阀体116a逆着弹簧116b的作用力朝向减档位置运动，如图3的中心线左侧所示。这使输入侧液压缸42c中的工作油通过输入/输出口114j、输入/输出口114k和输入/输出口116j从排放口EX排放出来。同样地，换档控制压力Pin减小并且输入侧可变带轮42的V型槽的槽宽相应增加，从而变速比γ增加，即无级变速器18减档。
[0049]因此，管道液压PL用作换档控制压力Pin的基本压力。当将要输出控制液压PDS1时，输入到加档变速比控制阀114的管道液压PL供给到输入侧液压缸42c以增加换档控制压力Pin，从而使无级变速器18连续加档。当输出控制液压PDS2时，输入侧液压缸42c中的工作油从排放口EX排放出来以减小换档控制压力Pin，从而使无级变速器18连续减档。
[0050]例如，基于目标输入轴转速NIN *和实际输入轴转速NIN之间的差(ΔNIN(＝NIN *-NIN))来控制无级变速器18的换档，从而使实际输入轴转速NIN等于目标输入轴转速NIN *。通过将车速V和加速器操作量ACC应用于车速V和目标输入轴转速NIN *(即无级变速器18的目标输入转速)之间的预存关系中，来设定目标输入轴转速NIN *，该车速V和加速器操作量ACC是表示汽车运转状态的参数。这个关系在如图4所示的换档图中定义，在该换档图中加速器操作量ACC用作参数。即执行反馈控制，从而使变速比γ随着输入侧可变带轮42的V型槽的槽宽和输出侧可变带轮46的V型槽的槽宽的改变而连续改变，输入侧可变带轮42的V型槽的槽宽和输出侧可变带轮46的V型槽的槽宽随着工作油供给到输入侧液压缸42c或从其中排放出而改变。
[0051]以图4中换档图的形式定义了无级变速器18的换档条件，并被公式化以设定目标输入轴转速NIN *，从而使变速比γ随着车速的降低和加速器操作量ACC的增加而增加。同样，由于车速V对应输出轴转速NOUT，作为输入轴转速NIN的目标值的目标输入轴转速NIN *对应目标变速比γ*(＝NIN */NOUT)，并被设定在无级变速器18的最小变速比γmin和最大变速比γmax之间的范围内。
[0052]同时，控制液压PDS1供给到减档变速比控制阀116的液压室116c，因而减档变速比控制阀116关闭而不考虑控制液压PDS2，因此无级变速器18的减档受限，并且控制液压PDS2供给到加档变速比控制阀114的液压室114c，因而加档变速比控制阀114关闭而不考虑控制液压PDS1，因此无级变速器18的加档被禁止。即当控制液压PDS1和控制液压PDS2同时被供给时，以及控制液压PDS1和控制液压PDS2均未被供给时，加档变速比控制阀114和减档变速比控制阀116保持关闭，滑阀体114a和116a保持在它们的初始位置。在这种布置中，即使在出现由于电力系统的一些故障，电磁阀DS1、DS2中的一个不能运转，因此控制液压PDS1或控制液压PDS2持续以最大水平输出的情况，也可避免无级变速器18加档或减档以及传动带48的滑动，该传动带48的滑动另外可由无级变速器18的成形换档(shape shifting)引起。
[0053]同时，夹紧力控制阀110具有：滑阀体110a，该滑阀体110a可轴向运动并开启和关闭输入口110i，从而将管道液压PL从输入口110i供给到输出口110t，因此带夹紧压力Pd输出到输出侧可变带轮46和推力比控制阀118；弹簧110b，该弹簧110b是在阀开启方向上推动滑阀体110a的推动部件；液压室110c，该液压室110c容纳弹簧110b并接收控制液压PSLS，从而在阀开启方向上为滑阀体110a施加推力；反馈液压室110d，该反馈液压室110d接收从输出口110t输出的带夹紧压力Pd，从而在阀关闭方向上为滑阀体110a施加推力；液压室110e，该液压室110e接收调节液压PM，从而在阀关闭方向上为滑阀体110a施加推力。
[0054]在上述构造的夹紧力控制阀110中，将控制液压PSLS用作辅助压力连续调节管道液压PL，从而使传动带48不发生滑动，因此带夹紧压力Pd从输出口110t输出。同样，管道液压PL被用作带夹紧压力Pd的基本压力。
[0055]例如，调节带夹紧压力Pd以获得带夹紧力Pd*，该带夹紧力Pd*是通过将实际变速比γ和加速器操作量ACC应用于变速比γ和带夹紧力Pd*之间的关系中而确定(计算)的，上述实际变速比γ和加速器操作量ACC是表示汽车运转状态的参数，且上述变速比γ和带夹紧力Pd*之间的关系预先凭经验确定从而避免带滑动。这个关系以图5所示的换档图的形式定义，其中对应传递扭矩的加速器操作量ACC用作参数。然后，带夹紧力Pd*，即输入侧可变带轮42与传动带48之间以及输出侧可变带轮46与传动带48之间的摩擦力，按照上述调节的带夹紧压力Pd而减小。
[0056]同时，推力比控制阀118具有：滑阀体118a，该滑阀体118a可轴向运动并开启和关闭输入口118i，从而将管道液压PL从输入口118i供给到输出口118t，因此推力比控制液压Pτ输出到减档变速比控制阀116；弹簧118d，该弹簧118d是在阀开启方向上推动滑阀体118a的推动部件；液压室118c，该液压室118c容纳弹簧118d并接收带夹紧压力Pd，从而在阀开启方向上为滑阀体118a施加推力；反馈液压室118d，该反馈液压室118d接收从输出口118t输出的推力比控制液压Pτ，从而在阀关闭方向上为滑阀体118a施加推力。
[0057]在如上构造的推力比控制阀118中，平衡状态以如下表达式(3)表达：
Pτ×b＝Pd×a+FS  ...(3)
此处“a”表示液压室118c中施加了带夹紧压力Pd的区域，“b”表示反馈液压室118d中施加了推力比控制液压Pτ的区域，“FS”表示弹簧118b的推动力。因此，推力比控制液压Pτ由以下表达式(4)表达，并且与带夹紧压力Pd成比例。
Pτ＝Pd×(a/b)+FS/b ...(4)
[0058]在由于控制液压PDS1、PDS2均未被供给或控制液压PDS1、PDS2被同时供给，加档变速比控制阀114和减档变速比控制阀116均关闭，而滑阀体114a和116a均保持在它们初始位置的情况下，推力比控制液压Pτ被供给到输入侧液压缸42c，从而使换档控制压力Pin等于推力比控制液压Pτ。也就是说，推力比控制液压Pτ，即某一水平的换档控制压力Pin，从推力比控制阀118输出。上述水平将换档控制压力Pin和带夹紧压力Pd之间的比例保持为换档控制压力Pin和带夹紧压力Pd之间的预定关系中定义的值。
[0059]同时，例如，当车辆在预定速度以下的极小速度范围内行驶时，检测车速V的车速传感器58的精确度相对较小。因此，当车辆在这种极小速度范围内行驶或从静止开始起动时，代替消除转速差(转速偏差)ΔNIN的上述反馈控制，执行所谓阀关闭控制，在该阀关闭控制中，控制液压PDS1和控制液压PDS2被切断，从而使加档变速比控制阀114和减档变速比控制阀116均关闭。在这个阀关闭控制中，某一水平的换档控制压力Pin被供给到输入侧液压缸42c，从而当车辆从静止开始起动或在极小速度范围内行驶时避免传动带48的滑动，上述换档控制压力Pin的水平与在换档控制压力Pin和带夹紧压力Pd之间的预定关系中定义的带夹紧压力Pd成比例。如果上述表达式(4)右侧的第一项“(a/b)”和/或“FS/b”的设定，使推力比τ(＝输出侧液压缸推力WOUT/输入侧液压缸推力WIN，此处“WOUT”是带夹紧力Pd与输出侧液压缸46c的横截面积的乘积，“WIN”是换档控制压力Pin与输入侧液压缸42c的横截面积的乘积)在阀关闭控制中变得大于对应于最大变速比γmax的值，那么当车辆从静止开始起动时，车辆可按最大变速比γmax或接近最大变速比γmax的变速比驱动，因此汽车可平稳地起动。上述预定低速对应于车速范围的下限，在该车速范围内可检测到特定旋转部件的转速，例如输入轴转速NIN，从而执行反馈控制，且转速设定到例如2km/h。
[0060]图6为说明电子控制模块50的主体控制功能的功能性框图。参看图6，目标输入旋转设定部150通过将车速V和加速器操作量ACC应用于一预定换档图中，如图4所示，来设定为输入轴转速NIN的目标值的目标输入轴转速NIN *，上述车速V和加速器操作量ACC是表示汽车运转状态的参数。
[0061]换档控制部152通过基于转速差ΔNIN(＝NIN *-NIN)的反馈控制来控制无级变速器18的换档，从而使输入轴转速NIN等于目标输入轴转速NIN *，该目标输入轴转速NIN *由目标输入旋转设定部150设定。更具体地，当控制无级变速器18的换档时，换档控制部152将换档控制命令信号(液压命令)ST输出到液压控制回路100，从而控制流入和流出输入侧液压缸42c的工作油的流量，因而改变输入侧可变带轮42的V型槽的槽宽以及输出侧可变带轮46的V型槽的槽宽，因此按需要连续地改变变速比γ。
[0062]带夹紧力设定部154基于由实际加速器操作量ACC和实际变速比γ(＝NIN/NOUT)确定的车辆运转状态来设定带夹紧力Pd*，上述实际变速比γ由电子控制模块50从输入轴转速NIN和输出轴转速NOUT中计算。即带夹紧力设定部154按需要设定输出侧液压缸46c的带夹紧压力Pd，从而产生带夹紧力Pd*。
[0063]带夹紧力控制部156通过将夹紧力控制命令信号SB输出到液压控制回路100来增加和减小带夹紧力Pd*，该信号SB指示将输出侧液压缸46c的带夹紧压力Pd调节到产生带夹紧力Pd*所需的值，该值由带夹紧力设定部154按上述方式设定。
[0064]在液压控制回路100中，操作电磁阀DS1、DS2以控制供给到输入侧液压缸42c和从其中排放出的工作油的数量，从而使无级变速器18按上述换档控制命令信号ST的指示换档，同时操作线性电磁阀SLS，以调节带夹紧压力Pd从而使带夹紧力Pd*如夹紧力控制命令信号SB所指示地增加和减小。
[0065]发动机输出控制部158输出用来控制发动机12的输出的发动机输出控制命令信号SE。例如，发动机输出控制命令信号SE包括输出到节气门作动器76的节气门信号，输出到燃料喷射装置78的喷射信号，以及输出到点火装置80的点火正时信号。在操作中，例如发动机输出控制部158通过将节气门信号输出到节气门作动器76来控制发动机扭矩TE，该节气门信号指示电子节气门30开启或关闭，从而达到对应加速器操作量ACC的节气门开度θTH。
[0066]同时，为了达到无级变速器18良好的换档性能，例如，为了达到无级变速器18良好的换档响应，需要设定上述即为换档控制压力Pin和带夹紧压力Pd的基本压力的管道液压PL，从而使变速比γ的反馈控制的换档控制压力Pin的目标值(将被称为“必要换档控制压力Pin”)和获取带夹紧力Pd*的带夹紧压力Pd的目标值(将被称为“必要带夹紧压力Pd”)可在操作中达到。
[0067]即当管道液压PL大于必要换档控制压力Pin和必要带夹紧压力Pd时，无级变速器18的换档响应变快，因此传动带48滑动的可能性减小。然而，如果管道液压PL大于所需，那么燃料经济性可能显著减小。另一方面，当管道液压PL小于必要换档控制压力Pin和必要带夹紧压力Pd时，可使无级变速器18的换档响应变慢。同样，当管道液压PL小于必要带夹紧压力Pd时，传动带48滑动的可能性增加。
[0068]为了克服这个，作为基本压力设定部的管道液压设定部160基于必要换档控制压力Pin和必要带夹紧压力Pd中较大的一个，来设定管道液压PL，该管道液压PL通过线性电磁阀SLT被控制，该线性电磁阀SLT独立于通过线性电磁阀SLS流入和流出输入侧液压缸42c的工作油的流量控制，以及通过线性电磁阀SLS对必要带夹紧压力Pd的控制。
[0069]例如，管道液压设定部160基于必要换档控制压力Pin与考虑到管道液压PL的控制精度和车辆运转状态所设定的允许值的和，以及必要带夹紧压力Pd与考虑到管道液压PL的控制精度和车辆运转状态所设定的允许值的和中较大的一个，设定管道液压PL。
[0070]图7为说明设定管道液压PL的原理的一个实例的图。参看图7，在这个示例性实施例中，用到预先凭经验确定的基本允许值EX。必要换档控制压力Pin的基本允许值EX被表示为必要Pin基本允许值EXin，必要带夹紧压力Pd的基本允许值EX被表示为必要Pd基本允许值EXd。即基本允许值EX被设定为对应于必要换档控制压力Pin和必要带夹紧压力Pd的不同值。因此，将管道液压PL设定为，必要换档控制压力Pin与必要Pin基本允许值EXin的和，以及必要带夹紧压力Pd与必要Pd基本允许值EXd的和中较大的一个，并且用于获取管道液压PL的管道液压控制命令信号SPL被输出。
[0071]更具体地，必要带夹紧压力Pd是基于从带夹紧力控制部156输出的夹紧力控制命令信号SB通过操作线性电磁阀SLS直接调节的液压，从而获取带夹紧力Pd*。因此，当设定管道液压PL时，实际上使用用于获取由带夹紧力设定部154设定的带夹紧力Pd*的必要带夹紧力Pd。
[0072]另一方面，必要换档控制压力Pin是在达到目标输入轴转速NIN *(或目标变速比γ*)的反馈控制过程中，执行工作油流量控制和带夹紧力控制的结果所建立的液压。即必要换档控制压力Pin不能直接调节。因此，需要估计用于管道液压PL的设定的必要换档控制压力Pin的值。
[0073]必要换档控制压力Pin包括稳定平衡压力PC，其是用于维持变速比γ恒定的液压，和必要换档压力Pv，其是用于改变变速比γ的液压。更具体地，当通过将工作油从输入侧可变带轮42排放出来以增加输入侧可变带轮42的V型槽的槽宽，从而使无级变速器18减档时，换档控制压力Pin被设定为等于稳定平衡压力PC，该稳定平衡压力PC是用于维持变速比γ恒定的液压。另一方面，当无级变速器18加档时，将必要换档控制压力Pin设定为稳定平衡压力PC和必要换档压力PV之和，该必要换档压力PV是产生输入侧液压缸推力WIN所必需的，输入侧液压缸推力WIN是减小输入侧可变带轮42的V型槽的槽宽从而减小变速比γ(改变到γmin侧)所需的。
[0074]例如可将必要换档压力PV作为变速比的变化率(将被称为“变速比变化率”)的函数计算。在将必要换档压力PV作为目标变速比γ*的变化率即目标变速比变化率d(γ*)/dt的函数确定的情况下，当目标变速比γ*变得恒定而实际变速比γ滞后于目标变速比γ*时，尽管无级变速器18的加档仍在继续，必要换档压力PV也可为零，这可进一步延迟加档的完成。另一方面，在将必要换档压力PV作为实际变速比γ的变化率即实际变速比变化率d(γ)/dt的函数确定的情况下，当实际变速比γ滞后于目标变速比γ*时，必要换档压力PV可变得比当其作为目标变速比变化率d(γ*)/dt的函数而确定的小，因此无级变速器18的换档响应减慢。
[0075]在以上观点中，作为初级液压计算部的必要Pin计算部162，基于目标变速比γ*和变速比γ中利用其所计算出的必要换档压力PV比以另一个值计算出的大的一个来计算使无级变速器18加档的必要换档控制压力Pin。
[0076]图8为说明计算使无级变速器18加档的必要换档控制压力Pin的原理的一个实例的图。参看图8，当无级变速器18将要加档时，通过将必要换档压力PV与稳定平衡压力PC相加来计算必要换档控制压力Pin，该必要换档压力PV由图8中的阴影区域表示。基于变速比变化率计算必要换档压力PV，以便其随着变速比变化率的增加而增加。在图8中的t1至t3，基于目标变速比变化率d(γ*)/dt计算必要换档压力PV，该目标变速比变化率是这个期间较大的变速比变化率。从t3至t4，基于实际变速比变化率d(γ)/dt计算必要换档压力Pv，该实际变速比变化率是这个期间较大的变速比变化率。通过按这种方式计算必要换档压力PV，如果在t3至t4的时间期间内，换档操作仍在进行而目标变速比γ*变得恒定，则适当地设定必要换档压力PV，从而使实际变速比γ跟随目标变速比γ*。另一方面，如果在t1至t3的时间期间内实际变速比γ的变化滞后，则适当地计算必要换档压力PV，从而使实际变速比γ跟随目标变速比γ*。
[0077]必要Pin计算部162包括：稳定平衡压力计算部164，该稳定平衡压力计算部164计算稳定平衡压力PC；必要换档压力计算部166，当无级变速器18加档时，基于由目标输入旋转设定部150设定的输入轴转速NIN，该必要换档压力计算部166计算目标变速比γ*(＝NIN/NOUT)的必要换档压力PVM以及实际变速比γ的必要换档压力PVJ，该目标变速比γ*由电子控制模块50计算。因此，当无级变速器18减档时，必要Pin计算部162将由稳定平衡压力计算部164计算的稳定平衡压力PC用作必要换档控制压力Pin。另一方面，当无级变速器18加档时，必要Pin计算部162将由必要换档压力计算部166以上述方式计算出的必要换档压力PVM和必要换档压力PVJ中较大的一个，选为最大必要换档压力Pvmax，获取最大必要换档压力Pvmax与由稳定平衡压力计算部164计算出的稳定平衡压力PC的和，并将获取的液压值用作必要换档控制压力Pin(＝Pc+Pvmax)。
[0078]同时，稳定平衡压力计算部164通过将估计发动机扭矩值TE0和必要带夹紧压力Pd应用到经验性地用公式表示的关系式(算术表达式，Pc＝(γ，TIN，必要Pd)中来计算稳定平衡压力PC，发动机扭矩值TE0对应于实际变速比γ和输入扭矩TIN，必要带夹紧压力Pd由带夹紧力设定部154计算，上述算术表达式将变速比γ，输入扭矩TIN和必要带夹紧压力Pd用作变量，估计稳定平衡压力PC。
[0079]必要换档压力计算部166通过将目标变速比变化率d(γ*)/dt应用于预先经验性地用公式表示的关系式(算术表达式，Pv＝(d(γ)/dt))中来计算必要换档压力PVM，目标变速比变化率由电子控制模块50从目标变速比γ*中计算，上述算术表达式将变速比变化率d(γ)/dt用作变量估计必要换档压力PV，并通过将实际变速比变化率d(γ)/dt应用于相同的关系式来计算必要换档压力PVJ，实际变速比变化率由电子控制模块50从实际变速比γ中计算。
[0080]发动机扭矩计算部168通过将实际发动机转速NE和节气门开度θTH应用于发动机转速NE和估计发动机扭矩值TE0之间的关系中来估计发动机扭矩值TE0，上述关系预先经验性地用公式表示。如图9所示，这种关系以发动机扭矩图的形式定义，其中节气门开度θTH用作参数。
[0081]下文中，将详细说明基本允许值EX。
[0082]必要带夹紧压力Pd是直接调节到某一水平的液压，在该水平上获取带夹紧力Pd*。因此，必要Pd基本允许值设定部170设定必要Pd基本允许值EXd，该值预先凭经验确定并记录在存储器中，仅考虑管道液压控制命令SPL和管道液压PL之间的偏差，从而即使管道液压PL偏离管道液压控制命令信号SPL，实际管道液压PL也变得大于必要带夹紧压力Pd。
[0083]另一方面，必要换档控制压力Pin不被直接调节，而是由必要Pin计算部162作为估计值计算。同样，为了执行反馈控制从而使变速比γ保持恒定，需要一定数量的允许量。这样，必要Pin基本允许值设定部172设定必要Pin基本允许值EXin，使其大于必要Pd基本允许值EXd，该值的设定仅考虑管道液压控制命令信号SPL和管道液压PL之间的偏差。按这种方式，为必要换档控制压力Pin和带夹紧压力Pd设定不同的基本允许值EX。
[0084]同样，必要Pd基本允许值设定部170和必要Pin基本允许值设定部172基于车辆的运转状态(行驶状态)来改变必要Pd基本允许值EXd和必要Pin基本允许值EXin。
[0085]例如，当工作油的温度低时，相对于管道液压控制命令信号SPL控制管道液压PL的精确度变差，因此管道液压PL与管道液压控制命令信号SPL的偏差与工作油的温度正常时的相比变大。因此，当工作油的温度低时，必要Pd基本允许值设定部170和必要Pin基本允许值设定部172使必要Pd基本允许值EXd和必要Pin基本允许值EXin大于工作油的温度正常时的值。更具体地，必要Pd基本允许值设定部170和必要Pin基本允许值设定部172使必要Pd基本允许值EXd和必要Pin基本允许值EXin分别随着工作油的温度降低而增加。选择性地，当工作油处于预定的低温时，必要Pd基本允许值EXd和必要Pin基本允许值EXin的设定使它们比工作油温度正常时预先凭经验确定并记录在存储器中的值大预定的量。正常温度是，例如发动机点火结束后所达到的温度。
[0086]当车辆以平稳态行驶时，诸如当车速按恒定变速比γ行驶时，变速比γ的变化量与改变变速比γ从而使无级变速器18加档时相比非常小，因此具有适当地改变变速比γ的小允许值是足够的。因此，在这种情况下，必要Pd基本允许值设定部170和必要Pin基本允许值设定部172使必要Pd基本允许值EXd和必要Pin基本允许值EXin与执行无级变速器18的换档时相比相对较小。例如，当车辆以平稳态行驶时，设定必要Pd基本允许值EXd和必要Pin基本允许值EXin，使它们比无级变速器18正常换档时小预定的量，该预定量预先凭经验确定并记录在存储器中。这个无级变速器18的正常换档是变速比γ在变速比γ的变化率不超过预定速率的范围内改变的无级变速器18的换档。
[0087]另一方面，当车辆行驶在无级变速器18需要快速换档的状态下时，变速比γ可以大于预定速率的速率快速改变，因此需要大的允许值以适当地增加变速比γ。因此，在这种状态下，必要Pd基本允许值设定部170和必要Pin基本允许值设定部172使必要Pd基本允许值EXd和必要Pin基本允许值EXin比执行无级变速器18的正常换档或车辆以平稳态行驶时大。例如，当无级变速器18快速换档时，使必要Pd基本允许值EXd和必要Pin基本允许值EXin比执行无级变速器18正常换档时大预定的量，该预定的量预先凭经验确定并记录在存储器中。无级变速器18需要快速换档的情况是，例如，当加速踏板68快速“压下-抬起换档(off-up shift)”因而车辆如图4中A线所示执行突然加速时，或当变速比γ沿输入轴转速NIN的下限水平改变因而车辆如图4中B线所示突然加速时。
[0088]同样，必要Pd基本允许值设定部170和必要Pin基本允许值设定部172分别适当地设定必要Pd基本允许值EXd和必要Pin基本允许值EXin。
[0089]管道液压设定部160具有：必要Pd管道液压计算部174，该必要Pd管道液压计算部174基于管道液压PL计算必要Pd管道液压PLd；必要Pin管道液压计算部176，该必要Pin管道液压计算部176基于必要换档控制压力Pin计算必要Pin管道液压PLin；以及最大压力选择部178，该最大压力选择部178选择必要Pd管道液压PLd和必要Pin管道液压PLin中较大的一个。管道液压设定部160将必要Pd管道液压PLd和必要Pin管道液压PLin中被选定的一个设定为管道液压PL的目标值。
[0090]例如，必要Pd管道液压计算部174通过将必要Pd基本允许值EXd与带夹紧力Pd*相加来计算必要Pd管道液压PLd，该必要Pd基本允许值EXd由必要Pd基本允许值设定部170按上述方式设定，该带夹紧力Pd*由带夹紧力设定部154设定，即产生带夹紧力Pd*所需的带夹紧压力Pd。
[0091]同样，必要Pin管道液压计算部176通过将必要Pin基本允许值EXin与必要换档控制压力Pin相加来计算必要Pin管道液压PLin，该必要Pin基本允许值EXin由必要Pin基本允许值设定部172按上述方式设定，必要换档控制压力Pin由必要Pin计算部162计算。
[0092]然后，管道液压设定部160将管道液压PL的目标值设定为必要Pd管道液压PLd和必要Pin管道液压PLin中较大的一个。按这种方式，管道液压PL被适当地设定到获取使无级变速器18换档的必要换档控制压力Pin，以及产生带夹紧力的必要带夹紧压力的最小需要水平，因而获取理想的换档性能和带夹紧力。
[0093]然而，管道液压设定部160在预定上限值之下设定管道液压PL，从而使管道液压PL不会达到过度的水平，诸如超过传动带48允许负荷的水平，即使变速比γ分阶段地改变并因此由必要Pin计算部162计算出的必要换档控制压力Pin变得过大，即，即使变速比γ分阶段地改变并因此由必要换档压力计算部166计算出的必要换档压力PVM变得过大。这个上限值是如图7所示的管道液压上保护值，该值被预先凭经验确定从而避免管道液压PL超过传动带48的允许负荷。这个管道液压上保护值可基于燃料经济性和传动带48的允许负荷而确定。
[0094]管道液压控制部180通过将管道液压控制命令信号SPL输出到液压控制回路100调节管道液压PL，以达到管道液压设定部160按上述方式设定的管道液压PL的目标值。
[0095]然后，响应管道液压控制命令信号SPL，液压控制回路100操作线性电磁阀SLT，从而使管道液压PL按照管道液压控制命令信号SPL的指示调节。
[0096]图10为表示电子控制模块50执行的主体控制程序的流程图，即电子控制模块50执行的根据必要换档控制压力Pin和必要带夹紧压力Pd适当地设定管道液压PL的控制程序。这个控制程序以极短的时间间隔重复，诸如几毫秒到几十毫秒。图11是表示图10所示的控制程序的子程序的流程图，该子程序被执行以计算必要换档控制压力Pin。
[0097]当程序开始时，在对应带夹紧力设定部154的步骤1中，通过将实际变速比γ和加速器操作量ACC应用于图5所示的带夹紧力设定图来设定带夹紧力Pd*，即获取带夹紧力Pd*所需的必要带夹紧压力。注意上述“步骤”在下文中将简写为“S ” 。
[0098]同时，在对应必要Pd基本允许值设定部170的S2中，设定必要Pd基本允许值EXd，该值预先凭经验确定并记录在存储器中。注意该必要Pd基本允许值EXd根据车辆的运转状态(行驶状态)而改变。
[0099]同时，在对应图11所示的程序S31至S35的S3中，按以下方法计算必要换档控制压力Pin。在图11所示的控制程序中，在对应稳定平衡压力计算部164的S31中，通过将估计发动机扭矩TE0和必要带夹紧压力Pd应用于预先凭经验确定并记录在存储器中的关系式(PC＝f(γ，TIN，必要Pd)中来计算稳定平衡压力PC，该估计发动机扭矩TE0根据实际变速比γ和输入扭矩TIN估计，该必要带夹紧压力Pd在S1中按上述方式设定。在对应必要换档压力计算部166的S32中，如果无级变速器18将要加档，则通过将目标变速比变化率d(γ*)/dt应用于预先凭经验确定并记录在存储器中的关系式(PV＝f(d(γ)/dt))中来计算必要换档压力PVM。同样，在对应必要换档压力计算部166的S33中，如果无级变速器18将要加档，则通过将实际变速比变化率d(γ)/dt应用于预先经验性地确定并记录在存储器中的关系式(PV＝f(d(γ)/dt))中来计算必要换档压力PVJ。在S32和S33之后，在对应必要Pin计算部162的步骤S34中，如果无级变速器18将要加档，则将在S32中计算出的必要换档压力PVM和在步骤S33中计算出的必要换档压力PVJ较大的一个选作最大必要换档压力Pvmax。此外，在S31和S34之后，在对应必要Pin计算部162的S35中，如果无级变速器18将要减档，则在S31中计算出的稳定平衡压力PC实际上被用作必要换档控制压力Pin。另一方面，如果无级变速器18将要加档，则在S35中，通过将在S34中按上述方式确定的最大必要换档压力Pvmax与在S31中计算出的稳定平衡压力PC相加(＝Pc+Pvmax)来计算必要换档控制压力Pin。
[0100]回到图10，在对应必要Pin基本允许值设定部172的S4中，设定必要Pin基本允许值EXin，该值预先凭经验确定以大于必要Pd基本允许值EXd并记录在存储器中。注意与必要Pd基本允许值EXd的情况相同，必要Pin基本允许值EXin根据车辆的运转状态(行驶状态)改变。
[0101]在S1至S4之后，在对应管道液压设定部160(必要Pd管道液压计算部174，必要Pin管道液压计算部176，最大压力选择部178)的S5中，通过将在S4中计算出的必要Pd基本允许值EXd与在S3中计算出的必要换档控制压力Pin相加来计算必要Pd管道液压PLd，通过将在S4中设定的必要Pin基本允许值EXin与在S3中计算出的必要换档控制压力Pin相加来计算必要Pin管道液压PLin，并将必要Pd管道液压PLd和必要Pin管道液压PLin中较大的一个选作管道液压PL的目标值。
[0102]在本发明的这个示例性实施例中，如上所述，当管道液压设定部160基于必要换档控制压力Pin和必要带夹紧压力Pd中较大的一个来设定管道液压PL，即必要换档控制压力Pin和必要带夹紧压力Pd的基本压力时，必要Pin计算部162基于目标变速比γ*和实际变速比γ中计算出的必要换档控制压力Pin较大的一个，来计算必要换档控制压力Pin。因此，将必要换档控制压力Pin设定到使无级变速器18加档的最小必需水平，且适当地设定管道液压PL从而产生因此设定的必要换档控制压力Pin。
[0103]此外，根据上述本发明的示例性实施例，由于将管道液压上保护值设定为其上限从而设定管道液压PL，即使目标变速比γ*分阶段地改变并因此由必要Pin计算部162计算出的必要换档控制压力Pin变得太大，管道液压PL也不会超过传动带48的允许负荷。
[0104]此外，根据上述本发明的示例性实施例，必要换档控制压力Pin由维持变速比γ恒定的稳定平衡压力PC和改变变速比γ的必要换档压力PV组成。如必要换档压力PV一样，用最大必要换档压力Pvmax计算必要换档控制压力Pin，必要Pin计算部162通过将目标变速比变化率d(γ*)/dt和实际变速比变化率d(γ)/dt中计算出的最大必要换档压力Pvmax较大的一个，应用于计算必要换档压力PV的预先记录在存储器中的数学表达式来计算最大必要换档压力Pvmax。因此，可适当地计算必要换档控制压力Pin。
[0105]尽管参照示例性实施例和附图对本发明进行了说明，本发明试图覆盖其它的实施例和实例。例如，在上述示例性实施例中，当无级变速器18加档时，必要Pin计算部162基于必要换档压力PVM和必要换档压力PVJ中较大的一个计算必要换档控制压力Pin，从而基于目标变速比变化率d(γ*)/dt和实际变速比变化率d(γ)/dt中计算出的必要换档控制压力Pin较大的一个，来计算必要换档控制压力Pin。选择性地，当无级变速器18将要加档时，可用最大必要换档压力Pvmax计算必要换档控制压力Pin，该最大必要换档压力Pvmax是通过将目标变速比变化率d(γ*)/dt和实际变速比变化率d(γ)/dt中较大的一个应用于计算必要换档压力PV的数学表达式中来计算的，该数学表达式预先记录在存储器中。
[0106]此外，输入轴转速NIN和用在上述示例性实施例中的其它相关值，诸如目标输入轴转速NIN *，可由其它参数代替，这些参数诸如发动机转速NE及其相关值，诸如目标发动机转速NE *，或由涡轮转速NT及其相关值代替，诸如目标涡轮转速NT *。
[0107]此外，虽然具有锁止离合器26的扭矩转换器14在上述示例性实施例中用作液压传动器，但是锁止离合器26并不总是必须，可用不对从其中传递通过的扭矩进行放大的液压耦合器代替扭矩转换器14。
[0108]虽然参照实施例对本发明进行了说明，应该理解的是本发明不局限于这些实施例或结构。相反，本发明试图覆盖多种修改和等同配置。此外，虽然以多种示例性的组合和结构表示出实施例的多种组件，其它包括更多、更少或单个组件的组合和结构也在本发明的范围内。

Claims (6)

1、一种带式无级变速器(18)的控制装置，所述无级变速器(18)设置在车辆内驱动动力源(12)和驱动轮(24L、24R)之间的动力传动路径上，并且具有初级带轮(42)、次级带轮(46)、卷绕所述初级带轮(42)和次级带轮(46)的带(48)、用于改变所述初级带轮(42)的槽宽的初级带轮侧液压缸(42c)以及用于改变所述次级带轮(46)的槽宽的次级带轮侧液压缸(46c)，所述控制装置适于通过操作所述初级带轮侧液压缸(42c)来改变无级变速器(18)的变速比从而消除目标变速比相关值与实际变速比相关值之间的偏差，并通过操作次级带轮侧液压缸(46c)来控制带夹紧力从而避免所述带(48)与所述初级带轮(42)之间的滑动以及所述带(48)与所述次级带轮(46)之间的滑动，所述控制装置的特征在于包括：
基本压力设定部(160)，所述基本压力设定部(160)基于所述初级带轮侧液压缸(42c)的液压和所述次级带轮侧液压缸(46c)的液压，设定所述初级带轮侧液压缸(42c)的液压和所述次级带轮侧液压缸(46c)的液压的基本压力；及
初级液压计算部(162)，当所述无级变速器(18)将要加档时，所述初级液压计算部(162)基于目标变速比相关值和实际所述变速比相关值中计算出的所述初级带轮侧液压缸(42c)的液压较大的一个，计算所述初级带轮侧液压缸(42c)的液压。
2、如权利要求1所述的控制装置，其中，
所述基本压力设定部(160)将预定极限值用作所述基本压力的上限来设定基本压力，以使所述基本压力不超过带(48)的容许负荷。
3、如权利要求1或2所述的控制装置，其中，
所述初级液压缸(42c)的液压包含用于保持变速比的稳定平衡压力和用于改变所述变速比的必要换档压力，及
所述初级液压计算部(162)通过将目标变速比相关值的变化率和所述实际变速比相关值的变化率中较大的一个应用于计算所述必要换档压力的预存算术表达式来计算所述必要换档压力。
4、一种带式无级变速器(18)的控制方法，所述无级变速器(18)设置在车辆内驱动动力源(12)和驱动轮(24L、24R)之间的动力传动路径上，并且具有初级带轮(42)、次级带轮(46)、卷绕所述初级带轮(42)和所述次级带轮(46)的带(48)、用于改变初级带轮(42)的槽宽的初级带轮侧液压缸(42c)以及用于改变次级带轮(46)的槽宽的次级带轮侧液压缸(46c)，其中，通过操作初级带轮侧液压缸(42c)来改变所述无级变速器(18)的变速比，从而消除目标变速比相关值与实际变速比相关值之间的偏差，并通过操作次级带轮侧液压缸(46c)来控制带夹紧力，从而避免所述带(48)与所述初级带轮(42)之间的滑动以及所述带(48)与所述次级带轮(46)之间的滑动，所述控制方法的特征在于包括：
基于所述初级带轮侧液压缸(42c)的液压和所述次级带轮侧液压缸(46c)的液压，设定所述初级带轮侧液压缸(42c)的液压和所述次级带轮侧液压缸(46c)的液压的基本压力；及
当所述无级变速器(18)将要加档时，基于所述目标变速比相关值和所述实际变速比相关值中计算出的所述初级带轮侧液压缸(42c)的液压较大的一个，计算所述初级带轮侧液压缸(42c)的液压。
5、如权利要求4所述的控制方法，其中，
将预定极限值用作所述基本压力的上限来设定基本压力，以使所述基本压力不超过所述带(48)的容许负荷。
6、如权利要求4或5所述的控制方法，其中，
通过将所述目标变速比相关值的变化率和所述实际变速比相关值的变化率中较大的一个应用于计算所述必要换档压力的预存算术表达式，来计算用于改变所述变速比并且是所述初级带轮侧液压缸(42c)的液压的一部分的必要换档压力。
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