CN101105225B - 无级变速器的变速控制系统和变速控制方法 - Google Patents

Abstract

最大流量计算单元(166)基于由估计压差计算单元(156)计算出的估计阀门压差(ΔP)，当变速控制命令信号(S_T)被设定为基准占空值时，计算可流入或流出输入侧液压缸(42c)的工作油的最大量(Qmax)，并且警戒后目标滑轮位置设定单元(170)利用由警戒值计算单元(168)基于最大流量(Qmax)计算出的警戒值(ΔXg)来执行限制滑轮位置变化量的警戒处理，从而设定警戒后目标滑轮位置(Xtg)。由于这样设定的目标滑轮位置(Xtg)在变速期间不经历过大变化或过小变化，因此设定变速的目标值从而使基于目标滑轮位置(Xtg)的变化量确定的前馈控制变量变为适当值。

Description

无级变速器的变速控制系统和变速控制方法

技术领域

本发明涉及无级变速器的变速控制系统和变速控制方法，更特别地，涉及设定用于获取当无级变速器加速或减速时产生的命令值的目标值的技术。

背景技术

在具有利用供给到液压作动器或从液压作动器中排放的工作油进行驱动从而连续地改变速度比的液压作动器的无级变速器的变速控制系统中，已知实现无级变速器的变速的方法是以可控方式驱动变速控制阀，该变速控制阀调节流入或流出液压作动器的工作油的量。

JP-A-2003-343709公开了上述类型的无级变速器的控制系统的一个实例。如上述公开所披露的，在具有初级带轮和次级带轮且初级带轮和次级带轮均具有可变有效直径并且包括固定滑轮和活动滑轮的带式无级变速器的变速控制中，在变速控制阀的驱动控制中使用的驱动命令值是基于反馈命令值和前馈命令值来计算的。该反馈命令值基于目标输入轴转速与实际输入轴转速之间的差值来确定，该前馈命令值基于与初级带轮的活动滑轮有关的目标值的变化率来确定。

如上述公开所披露的，当基于目标值的变化率获取到前馈命令值时，如果为了提高变速响应将目标值设定为分段增加，则前馈命令值可能变得过大，即超过可以不出问题地产生命令值的适当范围，这取决于目标值的变化率。

考虑到上述可能性，可建议限制目标值的变化从而防止其变得过大。然而，如果目标值的变化被限制得过多而不能变得过小，则变速响应可能不合需要地变得不足或不令人满意。

发明内容

因此，本发明的目的是提供无级变速器的变速控制系统和变速控制方法，其中用于无级变速器的变速的目标值被设定，从而当无级变速器变速时前馈控制变量变为适当值。

本发明的第一方案涉及车辆的无级变速器的变速控制系统，所述无级变速器具有液压作动器，液压作动器利用供给到液压作动器或从液压作动器中排放的工作油进行驱动，从而连续地改变无级变速器的速度比，其中在变速控制阀的驱动控制中使用的驱动命令值是基于前馈控制变量和反馈控制变量而获取的，所述变速控制阀调节流入或流出液压作动器的工作油的量，所述前馈控制变量是基于在无级变速器的变速控制中使用的目标值的变化量而确定的，所述目标值为目标滑轮或滚轮位置、目标速度比或目标输入轴转速。变速控制系统包括：估计压差计算单元，其计算变速控制阀的上游液压和下游液压之间的压差的估计值；最大流量计算单元，其基于压差的估计值，在驱动命令值设定为预定值时，以可流入或流出液压作动器的工作油的最大量计算最大流量；基本目标值设定单元，其设定基本目标值；警戒值计算单元，其基于最大流量，计算目标值变化量的警戒值；以及目标值设定单元，其根据公式ΔXt＝Xt(i)-Xtg(i-1)计算所述目标值变化量，其中Xtg为警戒后目标值，Xt为基本目标值；采用警戒值来执行限制目标值变化量的警戒处理，从而计算目标值的警戒后变化量；并基于所述目标值的警戒后变化量来设定警戒后目标值。

在根据本发明的第一方案的变速控制系统中，最大流量计算单元基于变速控制阀的上游液压和下游液压之间的压差的估计值，在驱动命令值设定为预定值时，对可流入或流出作动器的工作油的最大量进行计算，所述压差的估计值由估计压差计算单元计算。然后，警戒值计算单元基于最大流量来计算目标值变化量的警戒值，并且目标值设定单元采用警戒值来执行限制目标值变化量的警戒处理，从而设定目标值。因此，目标值在无级变速器的变速过程中不会经历过大的变化或过小的变化，并且因此设定用于变速的目标值，从而使基于目标值的变化量确定的前馈控制变量变为适当值。

在本发明的第一方案中，最大流量计算单元可使用比驱动命令值的最大值小指定量的值作为预定值。在这种情况下，在执行反馈控制时，根据基于反馈控制变量确定的驱动命令值，足量的工作油被供给到作动器，并且因此与反馈控制有关的控制响应保持在足够高的速度。

在本发明的第一方案中，估计压差计算单元基于变速控制阀的上游液压和下游液压之间的差确定压差的计算值；以及当计算值等于或大于预定下限值时，估计压差计算单元可将压差的计算值设定为压差的估计值，并且当计算值小于预定下限值时，估计压差计算单元将下限值设定为压差的估计值。在这种情况下，即使压差的计算值被错误地估计为小于预定下限值的过小值，也会避免基于压差的估计值计算的最大流量变为过小值。结果，就避免了目标值变化量的警戒值变为过小值，并且目标值不经历过小变化。

在本发明的第一方案中，变速控制阀的上游液压可以是管道压力，并且变速控制阀的下游液压可以是施加到液压作动器的液压。同样，估计压差计算单元可基于能够产生的最大管道压力来计算管道压力和施加到液压作动器的液压之间的最大压差的估计值。在这种情况下，计算出可流入或流出液压作动器的工作油的最大量，并且流量可稳定地输出。

在本发明的第一方案中，无级变速器可是具有初级带轮和次级带轮以及连接初级带轮和次级带轮的带的带式无级变速器，初级带轮和次级带轮均具有可变有效直径并且包括固定滑轮和活动滑轮。在这种类型的变速器中，液压作动器可经过操作来驱动初级带轮的活动滑轮，且活动滑轮的位置可设定为目标值。按照这种方式，适当地执行带式无级变速器的变速。

在本发明的第一方案中，无级变速器可是环形无级变速器，其具有围绕共轴旋转的一对锥形部件，以及多个滚轮，多个滚轮夹在一对锥形部件之间并且可围绕与共轴相交的旋转轴旋转。在这种类型的变速器中，可改变滚轮的旋转轴与锥形部件的旋转轴之间相交的角度，从而连续地改变无级变速器的速度比。

在本发明的第一方案中，最大流量计算单元可用随变速器变速的进行而变化的值作为预定值。

本发明的第二方案涉及车辆的无级变速器的变速控制方法，所述无级变速器具有液压作动器，液压作动器利用供给到液压作动器或从液压作动器中排放的工作油进行驱动，从而连续地改变无级变速器的速度比，其中用于变速控制阀的驱动控制的驱动命令值基于前馈控制变量获取，所述变速控制阀调节流入或流出液压作动器的工作油的量，所述前馈控制变量基于在无级变速器的变速控制中使用的目标值的变化量而确定，所述目标值为目标滑轮或滚轮位置、目标速度比或目标输入轴转速。变速控制方法包括以下步骤：计算变速控制阀的上游液压和下游液压之间的压差的估计值；基于压差的估计值，在驱动命令值设定为预定值时，以可流入或流出液压作动器的工作油的最大量计算最大流量；设定基本目标值；基于最大流量，计算目标值变化量的警戒值；以及根据公式ΔXt＝Xt(i)-Xtg(i-1)计算所述目标值变化量，其中Xtg为警戒后目标值，Xt为基本目标值；采用警戒值来执行限制目标值变化量的警戒处理，从而计算目标值的警戒后变化量；并基于所述目标值的警戒后变化量来设定警戒后目标值。

在本发明的第二方案中，可将比驱动命令值的最大值小指定量的值作为预定值。

在本发明的第二方案中，基于变速控制阀的上游液压和下游液压之间的差确定压差的计算值；以及当计算值等于或大于预定下限值时，将压差的计算值设定为压差的估计值，并且当计算值小于预定下限值时，下限值可设定为压差的估计值。

在本发明的第二方案中，变速控制阀的上游液压可以是管道压力，并且变速控制阀的下游液压可以是施加到液压作动器的液压。同样，可基于能够产生的最大管道压力来计算管道压力和施加到液压作动器的液压之间的最大压差的估计值。

附图说明

结合以下优选实施例的说明并参照附图，本发明的上述和进一步的目的、特征和优点将会变得明显，其中相同的附图标记用于表示相同的元件，其中：

图1是说明本发明所应用的车辆驱动系统的概略图；

图2是说明设置在车辆中控制图1的车辆驱动系统的控制系统的主要部分的框图；

图3是液压回路图，该图表示与无级变速器的带夹紧力控制和速度比控制有关的液压控制回路的主要部分，以及根据换档杆的操作选择性地啮合或释放前驱离合器和后驱制动器的连接压力控制；

图4是解释图2的电子控制模块的主要控制功能的功能框图；

图5是表示当确定无级变速器的变速控制中的目标输入转速时所用的换档图的实例图；

图6是表示当基于估计的阀门压差计算可流入或流出输入侧液压缸的工作油的最大流量时所用的流量图的实例图；

图7是当基于变速流量设定驱动变速控制阀的占空值时所用的反向流量图的实例图；

图8是表示在无级变速器的夹紧力控制中，根据速度比等确定带夹紧力时所用的带夹紧力图的实例图；

图9是表示图2的电子控制模块的控制操作的主要部分的流程图，更具体地，适当地设定目标滑轮位置的控制程序；及

图10是表示计算目标滑轮位置的变化量的警戒值的控制程序的警戒值计算子程序，该程序在图9所示的流程图的控制程序的执行期间执行。

具体实施方式

将参照附图对本发明的一个实施例进行详述。

图1示意性地说明本发明所应用到的车辆驱动系统10的结构。车辆驱动系统10是横向自动变速器，优选地应用于FF(前置发动机，前轮驱动)车辆，并且包括作为使车辆运转的动力源的内燃机12。通过作为液压传动装置的变矩器14，前进-后退转换装置16，带式无级变速器(CVT)18，以及减速齿轮装置20，将发动机12的输出从发动机12的曲轴传送到差动齿轮装置22，然后分配到左、右驱动轮24L、24R。

变矩器14包括连接到发动机12的曲轴的泵叶轮14p，通过作为变矩器14的输出侧部件的涡轮轴34连接到前进-后退转换装置16的涡轮叶轮14t，并且可以通过液体方式传送能量。锁止离合器26设置在泵叶轮14p与涡轮叶轮14t之间。为了啮合或释放锁止离合器26，操作安装在液压控制回路100(如图2和图3所示)中的锁止控制阀(L/C控制阀)(未示出)，从而转换对用于啮合离合器的油室和对用于释放离合器的油室的液压的供给。当锁止离合器26完全啮合时，泵叶轮14p和涡轮叶轮14t作为一个单元转动。机械油泵28连接到泵叶轮14p，机械油泵28由发动机12转动或驱动从而产生控制无级变速器18的变速、产生带夹紧力、控制锁止离合器26的啮合/释放以及将润滑油供给到驱动系统10的各个部分的液压。

前进-后退转换装置16主要由双小齿轮式行星齿轮装置组成，其中中心齿轮16s整体连接到变矩器14的涡轮轴34，并且托架16c整体连接到无级变速器18的输入轴36。托架16c和中心齿轮16s通过前驱离合器C1选择性地相互连接，并且内啮合齿轮16r通过后驱制动器B1选择性地固定到壳体。可被视作连接/断开装置的前驱离合器C1和后驱制动器B1，是利用各个液压缸产生摩擦而啮合的液压摩擦装置。

在前驱离合器C1置于啮合状态而后驱制动器B1置于为释放状态的情况下，前进-后退转换装置16作为一个单元转动，从而使涡轮轴34直接连接到输入轴36，并且建立前进动力传递路径，通过该路径前进驱动力传递到无级变速器18。当后驱制动器B1啮合而前驱离合器C1释放时，输入轴36按与涡轮轴34转动方向相反的方向转动，前进-后退转换装置16建立后退动力传递路径，通过该路径后退驱动力传递到无级变速器18。当前驱离合器C1和后驱制动器B1均释放时，前进-后退转换装置16置于中间状态(动力中断状态)，在该状态下动力传递中断。

无级变速器18包括：输入侧可变直径带轮(初级带轮)42，其作为安装在输入轴36上的输入侧部件；输出侧可变直径带轮(次级带轮)46，其作为安装在变速器18的输出轴44上的输出侧部件；以及连接可变直径带轮42、46界定出的V型槽的传动带48。可变直径带轮42、46均具有可变有效直径或半径，此处传动带48接触带轮42、46。无级变速器18可经过操作通过可变直径带轮42、46与传动带48之间产生摩擦力的方式来传递动力。

可变直径带轮42、46包括：输入侧固定滑轮42a和输出侧固定滑轮46a，分别作为固定到输入轴36和输出轴44上的固定旋转部件；以及作为活动旋转部件的输入侧活动滑轮42b和输出侧活动滑轮46b，分别轴向可运动地安装到输入轴36和输出轴44上，因此活动滑轮42b、46b不能相对于输入轴和输出轴36、44的轴向旋转。可变直径带轮42、46进一步包括输入侧液压缸(初级带轮侧液压缸)42c和输出侧液压缸(次级带轮侧液压缸)46c，作为供给分别改变在固定滑轮42a、46a和活动滑轮42a、46b之间形成的V型槽的宽度的推力的液压作动器。利用这种结构的无级变速器18，供给到输入侧液压缸42c或从输入侧液压缸42c排放出的工作油的量由液压控制回路100控制，因此传动带48和带轮42、46啮合处的可变直径带轮42、46的半径或直径(有效直径)，作为带轮42、46的V型槽的宽度变化的结果而改变，且速度比γ(＝输入轴转速N_IN/输出轴转速N_OUT)连续改变。同样，输出侧液压缸46c的液压(带夹紧压力Pd)由液压控制回路100调节或控制，因此控制带夹紧力以使传动带48不发生滑动。上述控制的结果是，改进了输入侧液压缸42c的液压(变速控制压力Pin)。

图2是解释设置在车辆中，用于控制图1中的车辆驱动系统10和其它的控制系统的主要部分的框图。电子控制模块50包括使例如CPU、RAM、ROM、输入和输出接口以及其它元件一体化的所谓微机。CPU根据预先存储在ROM中的程序处理信号，同时运用RAM的暂时存储功能，从而执行发动机的输出控制、无级变速器18的变速控制、带夹紧力控制、锁止离合器26的扭矩容量控制以及其它控制操作。CPU可按需要划分为两个或更多子单元，包括一个用于发动机控制的子单元，和一个用于无级变速器18和锁止离合器26的液压控制的子单元。

电子控制模块50接收各种信号，包括：由发动机转速传感器52检测到的表示对应于曲轴的旋转角度(位置)A_CR(°)的曲轴转速和发动机12的转速(发动机转速)N_E的信号，表示由涡轮转速传感器54检测到的涡轮轴34的转速(涡轮转速)的信号，由输入轴转速传感器56检测到的表示为无级变速器18的输入转速的输入轴36的转速(输入轴转速)N_IN的信号，以及由车速传感器(输出轴转速传感器)58检测到的表示为无级变速器18的输出转速的对应于输出轴44的转速N_OUT(输出轴转速)的车辆速度V的车速信号。电子控制模块50同样接收节气门开度信号，该信号表示设置在发动机12的进气管32(图1所示)中的电子节气门30的节气门开度θ_TH，该信号由节气门传感器60检测，表示由冷却温度传感器62检测到的发动机12的冷却温度T_W的信号，以及表示无级变速器18的和其它液压回路的油温T_CVT的信号，该信号由CVT油温传感器64检测。电子控制模块50进一步接收将加速冲程A_CC表示为加速踏板68的操作量的加速冲程信号，该信号由加速冲程传感器66检测，表示作为行车制动器的脚刹车操作的存在B_ON的制动操作信号，该信号由脚刹车转换器70检测，以及表示换档杆74的杆位置的选定位置(选定位置)的信号，该信号由杆位置传感器72检测。

同样，电子控制模块50产生用于发动机12的输出控制的发动机输出控制命令信号S_E，其包括，例如，驱动节气门作动器76的节气门信号，该节气门作动器76控制电子节气门30的开启和关闭，控制从燃料喷射器78喷射出的燃料量的喷射信号，以及通过点火装置80控制发动机12的点火正时的点火正时信号。电子控制模块50在液压控制回路100中，也产生改变无级变速器18的速度比γ的变速控制命令信号S_T，例如驱动电磁阀DS1和电磁阀DS2的命令信号，所述电磁阀控制流入输入侧液压缸42c的工作油的量，调节施加到传动带48的夹紧力的控制命令信号，例如驱动调节带夹紧压力Pd的线性电磁阀SLS的命令信号，以及控制管道压力P_L的管道压力控制命令信号S_L，例如驱动调节管道压力P_L的线性电磁阀SLT的命令信号，及其它信号。

换档杆74设置于，例如靠近驾驶员坐椅的位置，并且经手动操作到五个按以下顺序排列的杆位置“P”、“R”、“N”、“D”和“L”(图3)中的选定位置。

“P”位置是释放或断开车辆驱动系统10的动力传递路径的驻车位置，即将驱动系统10置于动力传递中断的中间状态。在“P”位置，输出轴44的转动由机械驻车机构机械性地闭锁或禁止。“R”位置是使输出轴44按反向旋转的后退驱动位置，“N”位置是将车辆驱动系统10置于动力传递中断的中间位置。“D”位置是前进驱动位置，在该位置上无级变速器18在适当的自动变速控制的允许范围内自动变速(即建立自动变速模式)，“L”位置是发动机制动位置，在该位置上施加了强发动机制动力。因此，“P”位置和“N”位置是驾驶员不打算运行车辆时选定的非运转位置，“R”位置、“D”位置和“L”位置是驾驶员打算运行车辆时选定的运转位置。

图3是液压回路图，该图表示与无级变速器18的带夹紧力控制和速度比控制以及根据换档杆74的操作执行的啮合前驱离合器C1和后驱制动器B1的压力控制有关的液压控制回路100的主要部分。在图3中，液压控制回路100包括夹紧力控制阀110，该阀将带夹紧压力Pd作为供给到输出侧液压缸46c的液压调节，从而不引起传动带48的滑动，并将速度比控制阀UP114和速度比控制阀DN116作为变速控制阀调节，所述变速控制阀控制供给到输入侧液压缸42c的工作油的量，从而连续改变速度比γ。液压控制回路100还包括推力比控制阀118，所述推力比控制阀118建立变速控制压力Pin和带夹紧压力Pd之间的预定关系或比例，手控阀120，利用该手控阀120油道按照换档杆74的操作机械性地转换，从而使前驱离合器C1和后驱制动器B1啮合或释放，等等。

通过将由发动机12转动/驱动的机械油泵28产生(由其生成)的液压用作初始压力，释放式初级调节阀(管道压力调节阀)122基于作为线性电磁阀SLT的输出压力的控制压力P_SLT，将管道压力P_L调节到与发动机负载等相应的水平。

更具体地，初级调节阀122包括：滑阀体122a，其可轴向运动用于开启和关闭输入口122i，从而使油泵28产生的液压通过输出口122t排放到进气油道124；作为偏置装置的弹簧122b，其使滑阀体122a朝阀关闭方向偏置；油室122c，其包含弹簧122b，且接收在阀关闭方向上向滑阀体122a施加推力的控制压力P_SLT；以及油室122d，其接收油泵28产生的液压，以在阀开启方向上向滑阀体122a施加推力。

当满足以下等式(1)时上述结构的初级调节阀122被置于平衡态：

P_L×b＝P_SLT×a+F_S  ...(1)

此处F_S是弹簧122b的偏置力，a是在油室122c中接收控制压力P_SLT的压力接收区域，b是在油室122d中接收管道压力P_L的压力接收区域。因此，由以下等式(2)表示的管道压力P_L，与控制压力P_SLT成比例。

P_L＝P_SLT×(a/b)+F_S/b  ...(2)

因此，初级调节阀122和线性电磁阀SLT起到压力调节装置的作用，用于基于作为液压命令值的管道压力控制命令信号S_PL将从油泵28传送出的工作油的压力调节为管道压力P_L。

调节压力P_M提供作为线性电磁阀SLS的输出液压的控制压力P_SLT以及控制压力P_SLS的初始压力，还提供作为电磁阀DS1(其占空因数由电子控制模块50控制)的输出液压的控制压力P_DS1的初始压力，以及作为电磁阀DS2(其占空因数由电子控制模块50控制)的输出液压的控制压力P_DS2的初始压力。调节器阀126利用管道压力P_L用作初始压力，将调节压力P_M调节到恒定水平。

将管道压力P_L用作初始压力，管道压力调节器2号阀128基于控制压力P_SLT调节输出液压P_LM2。

输出液压P_LM2供给到上述手控阀120的输入口120a。当换档杆74被操作到“D”位置或“L”位置时，转换手控阀120的油道，从而使输出液压P_LMS通过前驱输出口120f作为前驱输出压力供给到前驱离合器C1，并且后驱制动器B1中的工作油从后驱输出口120r通过排放口EX排出(或排放)到例如大气压中。结果，前驱离合器C1啮合，而后驱制动器B1释放。

当换档杆74被操作到“R”位置时，转换手控阀120的油道，从而使输出液压P_LMS通过后驱输出口120r作为后驱输出压力供给到后驱制动器B1，并且前驱离合器C1中的工作油从前驱输出口120f通过排放口EX排出(排放)到例如大气压中。结果，后驱制动器B1啮合，而前驱离合器C1释放。

当换档杆74被操作到“P”位置或“N”位置时，转换手控阀120的油道，从而使从输入口120a到前驱输出口120f的油道，以及从输入口120a到后驱输出口120r的油道均切断或断开，且前驱离合器C1中的工作油和后驱制动器B1中的工作油均从手控阀120中排出。结果，前驱离合器C1和后驱制动器B1均释放。

速度比控制阀UP114包括滑阀体114a，其可在加速位置和初始位置之间轴向运动，在加速位置上管道压力P_L可通过输入/输出口114j从输入口114i供给到输入侧可变直径带轮42，且输入/输出口114k关闭，在初始位置上输入侧可变直径带轮42通过输入/输出口114j与输入/输出口114k相通。速度比控制阀UP114还包括：作为偏置装置的弹簧114b，其用于使滑阀体114a朝初始位置偏置；油室114c，其包含弹簧114b，且接收在滑阀体114a上施加推力的控制压力P_DS2，从而使滑阀体114a朝初始位置运动；以及油室114d，其接收在滑阀体114a上施加推力的控制压力P_DS1，从而使滑阀体114a朝加速位置运动。

速度比控制阀DN116包括滑阀体114a，其可在减速位置和初始位置之间轴向运动，在减速位置上输入/输出口116j与排放口EX相通，在初始位置上输入/输出口116j与输入/输出口116k相通。速度比控制阀DN116进一步包括：作为偏置装置的弹簧116b，其用于使滑阀体116a朝初始位置偏置；油室116c，其包含弹簧116b，且接收在滑阀体116a上施加推力的控制压力P_DS1，从而使滑阀体116a朝初始位置运动；以及油室116d，其接收在滑阀体116a上施加推力的控制压力P_DS2，从而使滑阀体116a朝减速位置运动。

利用上述结构的速度比控制阀UP114和速度比控制阀DN116，当速度比控制阀UP114置于滑阀体114a在弹簧114b的偏置力的作用下固定在初始位置的关闭状态下时，如图3中阀114的中心线的左半部分所示，输入/输出口114j与输入/输出口114k相通，且允许输入侧可变直径带轮42(输入侧液压缸42c)中的工作油流入输入/输出口116j。同样，当速度比控制阀DN116置于滑阀体116a在弹簧116b的偏置力的作用下固定在初始位置的关闭状态下时，如图3中阀116的中心线的右半部分所示，输入/输出口116j与输入/输出口116k相通，且允许推力比控制压力Pτ从推力比控制阀118供给到输入/输出口114k。

当控制油压P_DS1供给到速度比控制阀UP114的油室114d时，滑阀体114a接收与控制压力P_DS1相应的推力，因此逆着弹簧114b的偏置力运动到加速位置，如图3中阀114的中心线的右半部分所示。结果，管道压力P_L通过输入/输出口114j以与控制压力P_DS1相应的流速从输入口114i供给到输入侧液压缸42c，此时输入/输出口114k切断或关闭，并且禁止工作油流入速度比控制阀DN 116。按照这种方式，输入侧液压缸42c中的工作油的量增加，并且输入侧活动滑轮42b的滑轮位置X通过输入侧液压缸42c朝输入侧固定滑轮42a移动。结果，输入侧可变直径带轮42的V型槽的槽宽减小，且速度比γ减小，即无级变速器18加速。此时输出侧可变直径带轮46的V型槽的槽宽增大，带夹紧力控制阀110经由操作来调节输出侧液压缸46c的带夹紧压力Pd，从而使传动带48不发生滑动，按照稍后所述的方式进行。

当控制压力P_DS2供给到速度比控制阀DN116的油室116d时，滑阀体116a接收与控制压力P_DS2相应的推力，因此逆着弹簧116b的偏置力运动到减速位置，如图3中阀116的中心线的左半部分所示。结果，输入侧液压缸42c中的工作油通过输入/输出口114k和输入/输出口116j以与控制压力P_DS2相应的流速从输入/输出口114j排放到排放口EX。按照这种方式，输入侧液压缸42c中的工作油的量减小，并且输入侧活动滑轮42b的滑轮位置X通过输入侧液压缸42c朝与输入侧固定滑轮42a相反的方向移动(即输入侧活动滑轮42b远离输入侧固定滑轮42a)。结果，输入侧可变直径带轮42的V型槽的槽宽增加，且速度比γ增加，即无级变速器18减速。此时输出侧可变直径带轮46的V型槽的槽宽减小，夹紧力控制阀110经由操作来调节输出侧液压缸46c的带夹紧压力Pd，从而使传动带48不发生滑动，按照稍后所述的方式进行。

通过上述说明可以理解，管道压力P_L用作变速控制压力Pin的初始压力。如果产生控制压力P_DS1，则速度比控制阀UP114接收到的管道压力P_L供给到输入侧液压缸42c，从而提高变速控制压力Pin以使无级变速器18连续加速。如果产生控制压力P_DS2，则输入侧液压缸42c中的工作油通过排放口EX排放，从而减小变速控制压力Pin以使无级变速器18连续减速。

当速度比γ等于1时的输入侧活动滑轮42b的位置被视为基准位置。在与滑轮42b的轴平行的方向上从基准位置测量的滑轮位置X表示输入侧活动滑轮42b的绝对位置。因此，当输入侧活动滑轮42b置于基准位置时，滑轮位置X等于零。例如，X在接近输入侧固定滑轮42的基准位置的相反侧时取正值(+)，在基准位置的另一侧时取负值(-)值。

控制压力P_DS1也供给到速度比控制阀DN116的油室116c，从而将速度比控制阀DN116置于关闭状态来限制减速，而与控制压力P_DS2的存在无关。另一方面，控制压力P_DS2供给到速度比控制阀UP114的油室114c，从而将速度比控制阀UP114置于关闭状态来禁止加速，而与控制压力P_DS1的存在无关。即当控制压力P_DS1和控制压力P_DS2均供给时，以及当控制压力P_DS1和控制压力P_DS2均未供给时，速度比控制阀UP114和速度比控制阀DN116均固定在初始位置，即关闭状态。利用这种结构，即使在电磁阀DS1、DS2中的一个由于电子系统的故障而不能执行其预定功能等时，以及控制压力P_DS1或控制压力P_DS2持续按最大水平生成时，也能够避免无级变速器18迅速加速或减速，并且避免由于这种迅速变速所引起的传动带48的滑动。

带夹紧力控制阀110包括滑阀体110a，其可轴向运动从而开启和关闭接收管道压力P_L的输入口110i，从而使带夹紧压力Pd可从输入口110i通过输出口110t供给到输出侧可变直径带轮46和推力比控制阀118。带夹紧力控制阀110进一步包括：作为偏置部件的弹簧110b，用于使滑阀体110a朝阀开启方向偏置；油室110c，其包含弹簧110b，并接收控制压力P_SLS，从而在阀开启方向上给滑阀体110a施加推力；反馈油室110d，其接收输出口110t产生的带夹紧压力Pd，从而在阀关闭方向上给滑阀体110a施加推力；以及油室110e，其接收调节压力P_M从而在阀关闭方向上给滑阀体110a施加推力。

通过将控制压力P_SLS用作先导压力以不引起传动带48的滑动，上述结构的带夹紧力控制阀110连续调节或控制管道压力P_L，从而产生来自输出口110t的带夹紧压力Pd。因此，管道压力P_L作为带夹紧压力Pd的初始压力。用于检测带夹紧压力Pd的液压传感器130设置在输出口110t和输出侧液压缸46c之间的油道内。

推力比控制阀118包括滑阀体118a，其可轴向运动设置从而开启和关闭接收管道压力P_L的输入口118i，从而使推力比控制压力Pτ可从输入口118i通过输出口118t供给到速度比控制阀DN116。推力比控制阀118进一步包括：作为偏置部件的弹簧118b，用于使滑阀体118a在阀开启方向上偏置；油室118c，其接收带夹紧压力Pd，从而在阀开启方向上给滑阀体118a施加推力；反馈油室118d，其接收输出口118t产生的推力比控制压力Pτ，从而在阀的关闭方向上给滑阀体118a施加推力。

当满足以下等式(3)时，上述结构的推力比控制阀118置于平衡状态：

Pτ×b＝Pd×a+F_S  ...(3)

此处a是油室118c中接收带夹紧压力Pd的压力接收区域，b是反馈油室118d中接收推力比控制压力Pτ的压力接收区域，F_S是弹簧118b的偏置力。因此，由以下等式(4)表示的推力比控制压力Pτ与带夹紧压力Pd成比例。

Pτ＝Pd×(a/b)×F_S/b  ...(4)

当速度比控制阀UP114和速度比控制阀DN116均固定在初始位置时，即关闭状态，如当控制压力P_DS1和控制压力P_DS2均未供给时，或当特定水平或更高的控制压力P_DS1和特定水平或更高的控制压力P_DS2均供给时，推力比控制压力Pτ供给到输入侧液压缸42c，从而使速度比控制压力Pin等于推力比控制压力Pτ。即推力比控制阀118产生推力比控制压力Pτ，即速度比控制压力Pin，其在变速控制压力Pin与带夹紧压力Pd之间保持预定关系或比例。

例如，在车速等于或小于特定车速V′的低车速条件下，输入轴转速传感器56和车速传感器58以相对较低的精度检测输入轴转速N_IN和车速V。因此，在车辆低速运行或起动期间，执行所谓封闭控制，在该封闭控制中控制压力P_DS1和控制压力P_DS2均未供给，且速度比控制阀UP114和速度比控制阀DN116均置于关闭状态。利用这种控制，在车辆低速运行或起动期间，与带夹紧压力Pd成比例的变速控制压力Pin供给到输入侧液压缸42c，从而在变速控制压力Pin与带夹紧压力Pd之间建立预定关系或比例，从而在从车辆静止到车辆以超低速运行时避免传动带48的滑动。如果上述等式(4)右侧的第一项中的(a/b)和第二项中的F_S/b被设定以达到大于例如对应最大速度比γmax的推力比τ的推力比τ(＝输出侧液压缸产生的推力W_OUT/输入侧液压缸产生的推力W_IN；W_OUT＝带夹紧压力Pd×输出侧液压缸46c的压力接收区域S_OUT，W_IN＝变速控制压力Pin×输入侧液压缸42c的压力接收区域S_IN)，那么车辆可以最大速度比γmax或邻近最大速度比γmax的速度比γmax′顺利地起动。特定车速V′是车速V的预定下限，在特定车速V′下可以检测到特定旋转部件的转速，例如，输入轴转速N_IN。车速V′设定为例如约2km/h。

图4是说明电子控制模块50执行的控制功能的主要部分的功能性框图。

在图4中，基本目标滑轮位置设定单元150将基本目标滑轮位置Xt设定为用于无级变速器18的变速控制的目标值。更具体地，基本目标滑轮位置设定单元150包括：目标输入旋转设定单元152，其设定输入轴转速N_IN的目标输入轴转速N_IN ^*；和目标速度比计算单元154，其将目标输入轴转速N_IN ^*转换为目标速度比γ^*。基本目标滑轮位置设定单元150将目标速度比γ^*转换为滑轮位置X，从而设定基本目标滑轮位置Xt。

例如，目标输入旋转设定单元152基于由实际车速V和加速冲程A_CC表示的车辆状况、参照车速V和目标输入轴转速N_IN ^*之间的预定的存储的关系(换档图)来设定输入轴转速N_IN的目标输入轴转速N_IN ^*，目标输入轴转速N_IN ^*作为无级变速器18的目标输入轴转速，加速冲程A_CC用作参数，如图5所示。

目标速度比计算单元154基于由目标输入旋转设定单元152设定的目标输入轴转速N_IN ^*，来计算目标速度比γ^*(＝N_IN ^*/N_OUT)。

基本目标滑轮位置设定单元150基于由目标速度比计算单元154计算的目标速度比γ^*、参照速度比γ和相对于速度比γ唯一确定的滑轮位置X之间的预定的存储的关系(滑轮位置图)(未示出)来设定基本目标滑轮位置Xt。

基本目标滑轮位置Xt设定为用于无级变速器18的变速控制的目标值。然而，在本实施例的变速控制中，除基于目标值和实际值之间的差的反馈控制之外，还执行基于目标值的变化量的前馈控制。因此，如果为了改进变速响应而将目标值设定为分段式增长，例如，已知的反馈控制中用到的设定目标值的方式，则前馈控制中的命令值可能过大并超过适当范围，在该范围内可实际产生命令值，这取决于目标值的变化量。另一方面，如果限制目标值使其变化不会过大，则变速响应可能变得不足，这取决于限制程度。如果目标值如上所述分段式增加，只有在目标值增加的时间点产生前馈控制作用下的命令值，但在目标值基本恒定的范围或期间内前馈控制的输出基本等于零，并且在这个期间内变速可能停止。在本说明书中，变化量表示每单位时间的变化量，并且具有与变化率基本相同的含义，因为该术语(即变化量)关于反复执行的控制操作来使用。相似地，下文中说明的运动量句与运动比率基本相同的含义。

在本实施例中，执行限制基本目标滑轮位置Xt的变化量ΔXt(将被称为“目标滑轮位置的变化量”)的警戒处理，并且将警戒后目标滑轮位置Xtg设定为目标值。下文中，将详细说明警戒后目标滑轮位置Xtg的设定。

估计压差计算单元156计算作为变速控制阀(速度比控制阀UP114和速度比控制阀DN116)的上游压力的管道压力P_L与作为相同变速比控制阀的下游压力之间的阀门压差的估计值(将被称为“估计阀门压差”)。更具体地，估计压差计算单元156包括：估计Pin计算单元158，其计算变速控制压力Pin的估计值(将被称为“估计Pin压力”)；估计P_L计算单元160，其计算此时可产生的最大管道压力的估计值(将被称为“估计管道压力”)；ΔP计算单元162，其基于估计Pin压力和估计管道压力，计算估计阀门压差ΔP(＝估计管道压力-估计Pin压力)；以及下限警戒处理单元164，其执行设定计算出的估计阀门压差ΔP的下限的下限警戒处理。估计压差计算单元156将作为下限警戒处理结果获取的值作为最终估计阀门压差ΔP计算。当获取此时可流入或流出输入侧液压缸42c的工作油的量Q(＝输入侧活动滑轮42b的运动量ΔX×S_IN)时，用到估计阀门压差ΔP。

例如，估计Pin计算单元158根据以下等式(5)至(7)计算估计Pin压力：

估计Pin压力＝(W_IN-k_IN×N_IN ²)/S_IN ...(5)

W_IN＝W_OUT/(a+b×log₁₀γ+c×T_IN+d×N_IN) ...(6)

W_OUT＝Pd×S_OUT+k_OUT×N_OUT ²  ...(7)

在上述等式中，k_IN是输入侧液压缸42c的离心液压系数，a、b、c、d是经验性获取的系数，T_IN是施加到无级变速器18上的输入扭矩，Pd是由液压传感器130检测到的带夹紧压力，k_OUT是输出侧液压缸46c的离心液压系数。

上述输入扭矩T_IN通过例如发动机扭矩估计值T_E0、变矩器14的扭矩比t以及输入惯性扭矩来计算。发动机扭矩估计值T_E0是基于实际发动机转速N_E和节气门开度θ_TH、参照经验性获取并存储的发动机转速N_E和发动机扭矩估计值T_E0之间的关系(发动机扭矩图)(未示出)来计算的，节气门开度θ_TH作为参数。扭矩比t是(N_IN/N_E)的函数，并且通过输入轴转速N_IN随时间的变化量来计算输入惯性扭矩。

估计P_L计算单元160基于实际发动机转速N_E、参照经验性地获取并存储的油泵28的转速或发动机转速N_E与最大管道压力P_L之间的关系(管道压力图)来计算此时能够产生的估计管道压力，最大管道压力P_L基于可由油泵28产生的与发动机转速N_E成比例的最大液压可由初级调节阀122调节。

ΔP计算单元162基于由估计P_L计算单元160计算的估计管道压力和由估计Pin计算单元158计算的估计Pin压力，计算估计阀门压差ΔP的最大计算值。

下限警戒处理单元164判定由ΔP计算单元162计算出的估计阀门压差ΔP的计算值是否小于作为预定下限值的压差下限值Pmin。如果估计阀门压差ΔP的计算值等于或大于压差下限值Pmin，则将计算值设定为估计阀门压差ΔP。如果估计阀门压差ΔP的计算值小于压差下限值Pmin，则将压差下限值min设定为估计阀门压差ΔP。压差下限值是预先经验性获取的、用于在下限警戒处理中设定估计阀门压差ΔP的计算值的下限的判定值，以避免计算值过小，由于估计管道压力和估计Pin压力均为估计值，因此避免可通过变速控制阀输出的工作油的量Q过小。

估计压差计算单元156将通过下限警戒处理单元164进行下限警戒处理的估计阀门压差ΔP设定为最终估计阀门压差ΔP。

当作为控制变速控制阀的占空比的驱动命令值(将被称为“占空值”)的变速控制命令信号S_T被设定为预定值时，基于由估计压差计算单元156计算的估计阀门压差ΔP，最大流量计算单元166计算可流入或流出输入侧液压缸42c的工作油的最大量Qmax。最大流量计算单元166将比最大占空值小特定程度的固定值的基准占空值用作预定值。所述特定程度是经验性获取值，对其进行确定从而将前馈流量Q_FF限制为在前馈控制作用下流动的工作油的量，并将充足的反馈流量Q_FB确保为在反馈控制作用下流动的工作油的量。

例如，最大流量计算单元166基于上述基准占空值和由估计压差计算单元156计算的估计阀门压差ΔP、参照估计阀门压差ΔP与流量Q之间的预定的存储的关系(流量图)来计算最大流量Qmax，将占空值用作参数，如图6所示。

警戒值计算单元168基于由最大流量计算单元166计算的最大流量Qmax来计算目标滑轮位置的变化量ΔXt的警戒值ΔXg(＝Qmax/S_IN)。警戒值ΔXg是实际滑轮位置X可以相对移动的最大量，即输入侧活动滑轮42b可相对运动的最大量。换句话说，警戒值ΔXg是设定目标滑轮位置的变化量ΔXt的上限的滑轮移位警戒值，如下文所述，用在警戒处理(将被称为“滑轮位移警戒处理”)中限制目标滑轮位置的变化量ΔXt。

作为目标值设定单元的警戒后目标滑轮位置设定单元170利用由警戒值计算单元168计算出的警戒值ΔXg来执行滑轮位移警戒处理，从而设定警戒后目标滑轮位置Xtg。更具体地，警戒后目标滑轮位置设定单元170包括：目标滑轮位移计算单元172，其计算目标滑轮位置的变化量ΔXt；和目标滑轮位置警戒处理单元174，其利用警戒值ΔXg来执行滑轮位移警戒处理，从而计算在警戒处理后的目标滑轮位置变化量ΔXtg(其将被称为“目标滑轮位置的警戒后变化量”)。因此，警戒后目标滑轮位置设定单元170基于目标滑轮位置的警戒后变化量ΔXtg来设定警戒后目标滑轮位置Xtg。

例如，目标滑轮位移计算单元172根据以下等式(8)计算目标滑轮位置的变化量ΔXt：

ΔXt＝Xt(i)-Xtg(i-1)  ...(8)

在上述等式(8)中，Xt(i)是在反复执行的控制程序(图9)的第i个循环中获取的基本目标滑轮位置Xt，并且Xtg(i-1)是在相同的程序中的第(i-1)个循环中获取的警戒后目标滑轮位置Xtg。在控制程序的第一个循环中，Xtg(i-1)由于没有被计算而等于零，并且目标滑轮位置的变化量ΔXt等于Xt(i)。

目标滑轮位置警戒处理单元174判定由目标滑轮位移计算单元172计算出的目标滑轮位置的变化量ΔXt的绝对值是否大于由警戒值计算单元168计算出的警戒值ΔXg的绝对值。如果目标滑轮位置的变化量ΔXt的绝对值大于警戒值ΔXg的绝对值，则警戒值ΔXg被设定为目标滑轮位置的警戒后变化量ΔXtg。另一方面，如果目标滑轮位置的变化量ΔXt的绝对值等于或小于警戒值ΔXg，则目标滑轮位置的变化量ΔXt被设定为目标滑轮位置的警戒后变化量ΔXtg。

警戒后目标滑轮位置设定单元170根据以下等式(9)计算警戒后目标滑轮位置Xtg：

Xtg＝Xtg(i-1)+ΔXtg(i) ...(9)

在上述等式(9)中，ΔXtg(i)是反复执行的控制程序(图9)的第i个循环中获取的目标滑轮位置的警戒后变化量ΔXtg。在控制程序的第一个循环中，Xtg(i-1)等于零，并且警戒后目标滑轮位置Xtg等于ΔXtg(i))。

输出流量计算单元176计算作为执行前馈控制所需的前馈控制变量的前馈流量Q_FF，以及作为执行反馈控制所需的反馈控制变量的反馈流量Q_FB。输出流量计算单元176接着计算作为无级变速器18的变速所需的变速控制变量的变速流量Q_FFFB(＝Q_FF+Q_FB)(即流入或流出输入侧液压缸42c使无级变速器18变速的工作油的量)。

例如，输出流量计算单元176根据以下等式(10)计算前馈流量Q_FF，然后根据以下等式(11)计算反馈流量Q_FB，从而计算变速流量Q_FFFB。

Q_FF＝(Xtg(i)-Xtg(i-1))×S_IN  ...(10)

Q_FB＝C×(Xtg(i)-X(i))+C×∫d(Xtg(i)-X(i))dt  ...(11)

在上述等式(10)、(11)中，Xtg(i)是在反复执行的控制程序(图9)的第i个循环中获取的警戒后目标滑轮位置Xtg，并且X(i)是在相同程序的第i个循环中的实际滑轮位置X，而C是反馈增益。例如，实际滑轮位置X是基于实际速度比γ、参照上述滑轮位置图来计算的。

变速控制单元178将变速控制命令信号S_T输出到液压控制回路100从而执行无级变速器18的变速，该信号提供由输出流量计算单元176计算出的变速流量Q_FFFB。例如，变速控制单元178基于变速流量Q_FFFB和由估计压差计算单元156计算出的估计阀门压差ΔP、参照估计阀门压差ΔP和占空值之间的预定的存储的关系(反相流量图)来设定作为变速控制命令信号S_T的占空值，流量Q用作参数，如图7所示。变速控制单元178接着将占空值(液压命令)输出到液压控制回路100，从而连续改变速度比γ。

带夹紧力设定单元180基于由实际速度比γ和加速冲程A_CC表示的车辆状况、参照速度比γ和带夹紧力Pd^*之间的存储的关系(带夹紧力图)来设定带夹紧力Pd^*，将对应于传送扭矩的加速冲程A_CC用作参数，例如，如图8所示。图8的带夹紧力图经验性获取，以不引起传动带48的滑动。带夹紧力设定单元180接着设定输出侧液压缸46c的带夹紧压力Pd，其提供带夹紧力Pd^*。

带夹紧力控制单元182将夹紧力控制命令信号S_B输出到液压控制回路100，从而增加或减小带夹紧力Pd^*，或可变直径带轮42、46与传动带48之间的摩擦力。夹紧力控制命令信号S_B用于将管道压力P_L调节到输出侧液压缸46c的带夹紧压力Pd，从而提供由带夹紧力设定单元180设定的带夹紧力Pd^*。

液压控制回路100通过操作电磁阀DS1和电磁阀DS2来控制供给到输入侧液压缸42c或从输入侧液压缸42c中释放的工作油的量，从而根据变速控制命令信号S_T使无级变速器18变速。同时，液压控制回路100通过操作线性电磁阀SLS来调节带夹紧压力Pd，从而根据夹紧力控制命令信号S_B增加或减小带夹紧力Pd^*。

发动机输出控制单元184将发动机输出控制命令信号S_E，诸如节气门信号，燃料喷射信号和点火正时信号分别输出到节气门作动器76，燃料喷射器78和点火装置80，从而控制发动机12的输出动力。例如，发动机输出控制单元184将节气门信号输出到节气门作动器76从而控制发动机扭矩T_E，该信号用于开启和关闭电子节气门30以提供与加速冲程A_CC相应的节气门开度θ_TH。

图9是说明电子控制模块50的控制操作的主要部分的流程图，更具体地，图9是说明适当地设定目标滑轮位置Xt的控制程序的流程图。图9的控制程序在极短的时间间隔内反复执行，例如，在几毫秒到几十毫秒的间隔内。图10表明警戒值计算子程序，说明在图9的程序的执行期间进行的控制操作，该控制操作用于计算目标滑轮位置的变化量ΔXt的警戒值ΔXg。

在图9中，在对应于基本目标滑轮位置设定单元150的步骤S1中，基于实际车速V和加速冲程A_CC、参照例如图5所示的存储的换档图来设定目标输入轴转速N_IN ^*，并且基于目标输入轴转速N_IN ^*计算目标速度比γ^*(＝N_IN ^*/N_OUT)。然后，基于目标速度比γ^*、参照界定速度比γ和滑轮位置X之间的关系的预定存储滑轮位置图来设定基本目标滑轮位置。

接下来，在对应于目标滑轮位移计算单元172的步骤S2中，根据上述等式ΔXt＝Xt(i)-Xtg(i-1)计算目标滑轮位置的变化量ΔXt。

接下来，在对应于图10所示的警戒值计算子程序的步骤S3中，计算目标滑轮位置的变化量ΔXt的警戒值ΔXg。

图10更具体地说明，在对应于估计Pin计算单元158的步骤SS1中，估计Pin压力是根据上述等式估计Pin压力＝(W_IN-k_IN×N_IN ²)/S_IN来计算的。

接下来，在对应于估计P_L计算单元160的步骤SS2中，基于实际发动机转速N_E、参照存储的管道压力图来计算此时能够产生的估计管道压力。

接下来，在对应于ΔP计算单元162的步骤SS3中，基于在步骤SS1中计算出的估计Pin压力和在步骤SS2中计算出的估计管道压力，计算估计阀门压差ΔP的计算值。

接下来，在对应于下限警戒处理单元164的步骤SS4中，判定步骤SS3中计算出的估计阀门压差ΔP的计算值是否小于压差下限值Pmin。

如果在步骤SS4中获得肯定的判定结果(是)，则压差下限值Pmin被设定为估计阀门压差ΔP，并且在对应于下限警戒处理单元164和估计压差计算单元156的步骤SS5中，下限警戒处理程序中的估计阀门压差ΔP作为最终估计阀门压差ΔP获取。

如果在步骤SS4中获得否定的判定结果(否)，则步骤SS3中计算出的估计阀门压差ΔP的计算值被设定为估计阀门压差ΔP，并且在对应于下限警戒处理单元164和估计压差计算单元156的步骤SS6中，计算值作为最终估计阀门压差ΔP获取。

步骤SS5或步骤SS6之后，执行对应于最大流量计算单元166的步骤SS7，将为固定值的基准占空值设定为变速控制命令信号S_T的预定值，如下文所述，该值用于在步骤SS8中计算最大流量Qmax。

接下来，在对应于最大流量计算单元166的步骤SS8中，基于在步骤SS7中设定的基准占空值和在步骤SS5或步骤SS6中计算出的估计阀门压差ΔP，计算最大流量Qmax，例如，参照图6所示的存储流量图。

接下来，在对应于警戒值计算单元168的步骤SS9中，基于步骤SS8中计算出的最大流量Qmax来计算警戒值ΔXg(＝Qmax/S_IN)。

参见图9，接着步骤S3的是对应于目标滑轮位置警戒处理单元174的步骤S4，在该步骤中判定步骤S2中计算出的目标滑轮位置的变化量ΔXt的绝对值是否大于步骤S3中计算出的警戒值ΔXg的变化量。

如果在步骤S4中获得肯定的判定结果(是)，则步骤S3中计算出的警戒值ΔXg被设定为对应于目标滑轮位置警戒处理单元174的步骤S5中的目标滑轮位置警戒后变化量ΔXtg。

如果在步骤S4中获得否定的判定结果(否)，则步骤S2中计算出的目标滑轮位置的变化量ΔXt被设定为对应于目标滑轮位置警戒处理单元174的步骤S6中目标滑轮位置警戒后变化量ΔXtg。

步骤S5或步骤S6之后，根据对应于警戒后目标滑轮位置设定单元170的步骤S7中的上述等式Xtg＝Xtg(i-1)+ΔXtg(i)，计算警戒后目标滑轮位置Xtg。

如上所述，在本实施例中，最大流量计算单元166基于由估计阀门压差计算单元156计算出的估计阀门压差ΔP，计算变速控制命令信号S_T设定为预定值时，可流入或流出输入侧液压缸42c的工作油的最大量Qmax。然后，警戒值计算单元168基于最大流量Qmax计算警戒值ΔXg，并且警戒后目标滑轮位置设定单元170利用警戒值ΔXg执行限制滑轮位置的变化量的警戒处理，从而设定警戒后目标滑轮位置Xtg。利用这样执行的警戒处理，警戒后目标滑轮位置Xtg在无级变速器18的变速期间不经历过大变化或过小变化；因此，设定变速的目标值，从而使基于目标滑轮位置警戒后变化量ΔXtg的前馈控制变量成为适当值。

同样，在本实施例中，最大流量计算单元166将基准占空值作为预定值，该基准占空值是比用作变速控制命令信号S_T的占空值的最大值小特定程度的固定值。因此限制前馈控制所需的前馈流量Q_FF，同时保证反馈控制的足够的反馈流量Q_FB以维持与反馈控制结合的足够高的控制响应也是可能的。

同样，在本实施例中，如果计算值等于或小于压差下限值Pmin，则估计压差计算单元156将估计阀门压差ΔP的计算值设定为估计阀门压差ΔP，如果估计阀门压差ΔP的计算值小于下限值Pmin，则将压差下限值Pmin设定为估计阀门压差ΔP。因此，即使估计阀门压差ΔP的计算值被错误地估计为小于压差下限值Pmin的极小值，也能够避免基于估计阀门压差ΔP计算出的最大流量Qmax过小。结果，避免警戒值ΔXg过小，并且警戒后目标滑轮位置Xtg不经历过小变化。

同样，在本实施例中，由于此时可产生的最大管道压力的估计值(估计管道压力)用于估计阀门压差ΔP的计算，可适当地计算可流入或流出输入侧液压缸42c的工作油的最大量Qmax，并且流量Q可稳定输出。

同样，在本实施例中，无级变速器18是带式无级变速器，其中输入侧液压缸42c和输出侧液压缸46c分别驱动输入侧活动滑轮42b和输出侧活动滑轮46b。由于按照上述方式相对于输入侧活动滑轮42b的滑轮位置X设定目标值(警戒后目标滑轮位置Xtg)，无级变速器18可适当地加速或减速。

虽然参照附图对本发明的一个实施例进行了详细说明，本发明可以按多种其它形式实施。

虽然在所述实施例中本发明应用于带式无级变速器中，但是本发明也可应用于环形无级变速器。环形无级变速器包括一对围绕共轴旋转的锥形部件，以及多个滚轮，多个滚轮夹在一对锥形部件之间并且可围绕与共轴相交的旋转轴旋转。通过改变滚轮的旋转轴与锥形部件的旋转轴之间相交的角度，连续地改变变速器的速度比。

虽然在所述实施例中目标滑轮位置Xt被设定为用于无级变速器18的变速控制的目标值，但是目标速度比γ^*或考虑到输出轴转速N_OUT(车速V)确定的目标输入轴转速N_IN ^*，可设定为目标值，目标输入轴转速N_IN ^*与目标滑轮位置Xt具有一一对应的关系。

虽然在所述实施例中，将目标滑轮位置Xt用作目标值执行反馈控制和前馈控制，但是反馈控制和前馈控制不需要采用相同的目标值，而可采用相互关联的分别设定的目标值。例如，可基于目标滑轮位置的变化量ΔXt执行前馈控制，将目标滑轮位置Xt用作目标值，并且可基于目标输入轴转速N_IN ^*与实际输入轴转速N_IN之间的差进行反馈控制，将与目标滑轮位置Xt具有一一对应关系的目标输入轴转速N_IN ^*用作目标值。

虽然在本实施例中由液压传感器130检测到的带夹紧压力Pd被用作用于由估计Pin计算单元158进行的估计Pin压力的计算的带夹紧压力Pd，但也可采用由带夹紧力设定单元180设定的带夹紧压力Pd。在由液压传感器130检测到的带夹紧压力Pd没有用作带夹紧压力Pd的情况下，可无须提供液压传感器130。

虽然在所述实施例中计算最大量Qmax时，最大流量计算单元166将为固定值的基准占空值用作预定值，但是用于计算的占空值可无须为固定值。例如，当警戒后目标滑轮位置Xtg与实际滑轮位置X之间的差(＝Xtg-X)大时，如在变速的初始阶段，则占空值可设定为相对较小的值，从而确保反馈流量Q_FB是增加的。随着变速操作进行，并且上述差值减小，占空值可设定为朝最大值增加。

在所述实施例中用到的输入轴转速N_IN或与输入轴转速N_IN相关的目标输入轴转速N_IN ^*，可由发动机转速N_E或与发动机转速N_E相关的目标发动机转速N_E ^*，或者涡轮转速N_T或与涡轮转速N_T相关的目标涡轮转速N_T ^*替代。

虽然装备有锁止离合器26的变矩器14在所述实施例中被用作液力传递装置，但是锁止离合器26可无须提供。同样，变矩器14可由其它液力传递装置替代，如不具有扭矩放大功能的液压耦合器。

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限于上述实施例或结构。相反的，本发明试图覆盖多种改进和等同结构。此外，虽然在多种示例性组合和结构中示出了所述实施例的多种元件，但是包括更多、更少或只有单个元件的组合和结构，也在本发明的范围内。

Claims (10)

1.一种车辆的无级变速器(18)的变速控制系统，所述无级变速器(18)具有液压作动器(42c、46c)，所述液压作动器(42c、46c)利用供给到所述液压作动器(42c、46c)或从所述液压作动器(42c、46c)中排放的工作油进行驱动，从而连续地改变所述无级变速器的速度比，其中，基于前馈控制变量和反馈控制变量获取用于在变速控制阀(UP114、DN116)的驱动控制中使用的驱动命令值，所述变速控制阀(UP114、DN116)调节流入或流出液压作动器(42c、46c)的工作油的量，所述前馈控制变量基于在无级变速器(18)的变速控制中使用的目标值的变化量而确定，所述目标值为目标滑轮或滚轮位置、目标速度比或目标输入轴转速，所述变速控制系统特征在于包括：

估计压差计算单元(156)，其计算所述变速控制阀(UP114、DN116)的上游液压和下游液压之间的压差的估计值；

最大流量计算单元(166)，其基于所述压差的估计值，在所述驱动命令值设定为预定值时，以可流入或流出所述液压作动器(42c、46c)的工作油的最大量计算最大流量；

基本目标值设定单元(150)，其设定基本目标值；

警戒值计算单元(168)，其基于所述最大流量，计算所述目标值变化量的警戒值；及

目标值设定单元(170)，其根据公式ΔXt＝Xt(i)-Xtg(i-1)计算所述目标值变化量，其中Xtg为警戒后目标值，Xt为基本目标值；采用所述警戒值来执行限制所述目标值变化量的警戒处理，从而计算目标值的警戒后变化量；并基于所述目标值的警戒后变化量来设定警戒后目标值。

2.如权利要求1所述的无级变速器(18)的变速控制系统，其中，所述最大流量计算单元(166)使用比所述驱动命令值的最大值小指定量的值作为所述预定值。

3.如权利要求1或2所述的无级变速器(18)的变速控制系统，其中，所述估计压差计算单元(156)基于所述变速控制阀(UP114、DN116)的上游液压和下游液压之间的差确定压差的计算值；以及

当所述计算值等于或大于预定下限值时，所述估计压差计算单元(156)将所述计算值设定为所述压差的估计值，并且当所述计算值小于所述预定下限值时，所述估计压差计算单元(156)将所述下限值设定为所述压差的估计值。

4.如权利要求1或2所述的无级变速器(18)的变速控制系统，其中，

所述变速控制阀(UP114、DN116)的上游液压是管道压力；

所述变速控制阀(UP114、DN116)的下游液压是施加到所述液压作动器(42c、46c)的液压；及

所述估计压差计算单元(156)基于可产生的最大管道压力，来计算所述管道压力和施加到所述液压作动器(42c、46c)的液压之间的最大压差的估计值。

5.如权利要求1或2所述的无级变速器(18)的变速控制系统，其中，

所述无级变速器(18)是带式无级变速器，所述带式无级变速器(18)具有初级带轮(42)和次级带轮(46)以及连接所述初级和次级带轮(42、46)的带(48)，各带轮均具有可变有效直径并包括固定滑轮(42a、46a)和活动滑轮(42b、46b)；

所述液压作动器(42c、46c)可经过操作来驱动所述初级带轮(42)的所述活动滑轮(42b)；及

所述活动滑轮(42b)的位置被设定为所述目标值。

6.如权利要求1或2所述的无级变速器(18)的变速控制系统，其中，

所述无级变速器(18)是环形无级变速器，所述环形无级变速器具有围绕共轴旋转的一对锥形部件，以及多个滚轮，所述多个滚轮夹在所述一对锥形部件之间并且可围绕与所述共轴相交的旋转轴旋转；及

改变所述滚轮的旋转轴与所述锥形部件的旋转轴之间相交的角度，从而连续地改变所述无级变速器的速度比。

7.一种车辆的无级变速器(18)的变速控制方法，所述无级变速器(18)具有液压作动器(42c、46c)，所述液压作动器(42c、46c)利用供给到所述液压作动器(42c、46c)或从所述液压作动器(42c、46c)中排放的工作油进行驱动，从而连续地改变所述无级变速器的速度比，其中，基于前馈控制变量和反馈控制变量获取用于在变速控制阀(UP114、DN116)的驱动控制中使用的驱动命令值，所述变速控制阀(UP114、DN116)调节流入或流出所述液压作动器(42c、46c)的工作油的量，所述前馈控制变量基于在所述无级变速器(18)的变速控制中使用的目标值的变化量而确定，所述目标值为目标滑轮或滚轮位置、目标速度比或目标输入轴转速，所述变速控制方法特征在于包括：

计算所述变速控制阀(UP114、DN116)的上游液压和下游液压之间的压差的估计值；

基于所述压差的估计值，在所述驱动命令值被设定为预定值时，对可流入或流出所述液压作动器(42c、46c)的工作油的最大流量进行计算；

设定基本目标值；

基于所述最大流量，计算所述目标值变化量的警戒值；及

根据公式ΔXt＝Xt(i)-Xtg(i-1)计算所述目标值变化量，其中Xtg为警戒后目标值，Xt为基本目标值；采用所述警戒值执行限制所述目标值变化量的警戒处理，从而计算目标值的警戒后变化量；并基于所述目标值的警戒后变化量来设定警戒后目标值。

8.如权利要求7所述的无级变速器(18)的变速控制方法，其中，使用比所述驱动命令值的最大值小指定量的值作为所述预定值。

9.如权利要求7或8所述的无级变速器(18)的变速控制方法，其中，基于所述变速控制阀(UP114、DN116)的上游液压和下游液压之间的差确定所述压差的计算值；以及

当所述计算值等于或大于预定下限值时，将所述计算值设定为所述压差的估计值，并且当所述计算值小于所述预定下限值时，将所述下限值设定为所述压差的估计值。

10.如权利要求7或8所述的无级变速器(18)的变速控制方法，其中，

所述变速控制阀(UP114、DN116)的上游液压是管道压力；

所述变速控制阀(UP114、DN116)的下游液压是施加到所述液压作动器(42c、46c)的液压；及

基于可以产生的最大管道压力，来计算所述管道压力和施加到所述液压作动器(42c、46c)的液压之间的最大压差的估计值。

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