CN102414485A - 用于带式无级变速器的控制装置和控制方法 - Google Patents

Abstract

提供了用于带式无级变速器的控制装置和方法，其可在带打滑控制期间以确保的带打滑状态的推算精度改善副液压的控制稳定性。该装置具有主带轮(42)、副带轮(43)、带(44)以及副液压控制器(92)，该副液压控制器通过基于目标副液压和实际液压之间的偏差(θ)的反馈控制来确定指令副液压，并且控制到副带轮(43)的副液压。带式无级变速机构(4)包括带打滑控制装置，以通过监视包括在实际副液压中的振荡分量和包括在实际的变速器变速比中的振荡分量之间的相位差(θ)来推算带打滑状态，并且基于所进行的推算控制实际副液压减小，从而保持预定的带打滑状态。副液压控制单元(92)在带打滑控制期间中止副液压的反馈控制并且利用开路控制控制副液压。

Description

用于带式无级变速器的控制装置和控制方法

技术领域

本发明涉及用于控制带式无级变速器以执行带打滑控制的装置和方法，在带打滑控制中围绕带轮的带以预定的打滑率滑动。

背景技术

已知的带式无级变速器控制器被构造成执行带打滑控制，在该带打滑控制中，通过基于包括在实际副液压中的振荡分量和包括于实际变速比中的振荡分量的乘法器来控制实际副液压，实际副液压从正常控制期间的副液压减小从而使围绕带轮的带以预定打滑率滑动。这消除了用于直接检测带打滑率的需要并且由此便于带打滑控制。而且，已知带打滑状态的推算精度是通过将预定的正弦波施加到指令副液压上或使指令副液压振荡以有目的地振荡实际副液压和实际变速比(例如，参见专利文献1)而得以改进的。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：WO 2009/007450A2(PCT/EP2008/059092)

发明内容

本发明要解决的问题

然而，已知的带式无级变速器控制器不能过程在带打滑控制期间如何控制副液压，其会引起以下问题。

在正常控制中，到带式无级变速器的副带轮的副液压被控制为一指令副液压，该指令副液压基于用于获得必需的带夹紧力的目标副液压和由传感器信号决定的实际副液压之间的偏差通过反馈控制来决定。同时，在带打滑控制中，它是根据使用包括于实际的副液压中的振荡分量推算的带打滑状态进行控制的。在带打滑控制期间保持对副液压反馈控制且副液压没有响应指令副液压的情况下，用来获得反馈控制量的偏差增加或实际副液压和指令副液压之间的相位差增加。这消弱了对副液压控制的稳定性，其可导致使副液压控制偏离。

鉴于解决上述问题，本发明目的是提供用于带式无级变速器的控制装置和方法，其可以在带打滑控制期间以确保的带打滑状态的推算精度改善对副液压的控制的稳定性。

解决问题的手段

为了获得上述目的，根据本发明，用于带式无级变速器的控制装置包括用于接收来自驱动源输入的主带轮，用于向从动轮提供输出的副带轮，围绕主带轮和副带轮的带，以及被构造成通过根据目标副液压和实际副液压之间的偏差的反馈控制确定指令副液压以控制到副带轮的副液压的副液压控制装置。该控制装置进一步地包括一带打滑控制装置，其被构造成通过监视包括于实际副液压中的振荡分量和包括于实际变速比中的振荡分量之间的相位差来推算带打滑状态并且基于所进行的推算控制实际副液压减小以使保持预定的带打滑状态。副液压控制装置被构造成中止在带打滑控制期间对副液压的反馈控制并且通过一开路控制控制副液压。

本发明的技术效果

由此，根据本发明的用于带式无级变速器的控制装置，副液压控制装置被构造成在带打滑控制期间中止对副液压的反馈控制并且通过开放控制控制副液压。这使得能够稳定地控制实际副液压，即使其故意振荡很大，通过监视包括在包括于实际副液压中的振荡分量和包括于实际变速比中的振荡分量之间的相位差改善带打滑状态的推算精度。进一步地，防止该控制在带打滑控制期间变得不稳定，其发生在使用实际副液压信息保持的反馈控制期间。结果，对副液压控制的稳定性可在带打滑控制期间以确保的带打滑状态的推算精度得以改善。

附图说明

图1示出具有应用根据第一实施例的控制装置和控制方法的带式无级变速器的车辆驱动系统和控制系统的整个系统；

图2是应用根据第一实施例的控制装置和控制方法的带式无级变速机构的透视图；

图3是应用根据第一实施例的控制装置和控制方法的带式无级变速机构的一部分的透视图；

图4是根据第一实施例由CVT控制单元8执行的回路压力控制和副液压控制(正常控制/带打滑控制)的控制方块图；

图5是根据第一实施例对由CVT控制单元8执行的副液压的正常控制和带打滑控制(＝BSC)之间的切换过程的基本流程图；

图6是根据第一实施例由CVT控制单元8执行的整个带打滑控制过程的流程图；

图7是根据第一实施例由CVT控制单元8执行的带打滑控制过程的扭矩限制过程的流程图；

图8是根据第一实施例由CVT控制单元8执行的带打滑控制过程的副液压振荡和校正过程的流程图；

图9是根据第一实施例由CVT控制单元8执行的从带打滑控制到正常控制的返回过程的流程图；

图10是根据第一实施例由CVT控制单元8执行的返回过程到正常控制的扭矩限制过程的流程图；

图11是根据第一实施例由CVT控制单元8执行的限制过程的流程图，所述限制过程限制在返回过程到正常控制中的目标主回转速率的变速比；

图12是在运行情况下在从正常控制，带打滑控制，返回控制到正常控制的控制变换期间BSC操作标志，SEC压力F/B抑制标志，加速器打开，车辆速度，发动机扭矩，Ratio，SEC液压，SEC SOL电流校正量，以及SEC压力振荡和Ratio振荡之间的相位差的各个特性曲线的时间图；

图13是基于在从带打滑控制到正常控制的返回控制中使用的扭矩延迟示出扭矩限制控制的驾驶员要求扭矩，扭矩限制量，扭矩容量，以及实际扭矩的特性曲线的时间图；

图14是根据第一实施例在返回控制中使用的基于主回转增长率的扭矩限制和扭矩延迟的发动机扭矩，目标主回转速率，惯性扭矩以及驱动轴扭矩的时间图。

具体实施方式

实施例的描述

在下文中，将利用第一实施例参照附图描述实施带式无级变速器的控制装置和控制方法的最佳方式。

第一实施例

首先，描述所述装置的结构。图1示出具有应用根据第一实施例的控制装置和控制方法的带式无级变速器的车辆驱动系统和控制系统的整个系统。图2是应用根据第一实施例的控制装置和控制方法的带式无级变速机构的透视图。图3是应用根据第一实施例的控制装置和控制方法的带式无级变速机构的带的一部分的透视图。在下面，参照图1-3描述系统结构。

在图1中，结合带式无级变速器的车辆的驱动系统包括发动机1、变矩器2、向前/向后切换机构3、带式无级变速机构4、最终减速机构5以及驱动轮6、6。

发动机1的输出扭矩除了通过驾驶者的加速操作之外，还可通过从外部提供的发动机控制信号来控制。发动机1包括输出扭矩控制致动器10，以通过节气门打开/关闭操作、燃料切断操作等控制输出扭矩。

变矩器2是具有扭矩增加功能的启动元件，并且包括能够直接连接发动机输出轴11(＝变矩器输入轴)和变矩器输出轴21的闭锁离合器20。变矩器2包括：经由变矩器壳体22与发动机输出轴11连接的涡轮23；与变矩器输出轴21连接的叶轮泵24；以及经由单向离合器25提供的定子26。

向前/向后驱动切换机构3将输入至带式无级变速机构4的回转方向在前进运行期间的正常回转方向和后退运行期间的逆向回转方向之间切换。向前/向后切换机构3包括双小齿轮式行星齿轮30、前进离合器31、以及后退制动器32。双小齿轮式行星齿轮30的中心齿轮与变矩器输出轴21连接，并且其支架与变速器输入轴40连接。前进离合器31在后退运行期间被扣紧以将双小齿轮式行星齿轮30的齿圈固定至箱体。

带式无级变速机构4具有无级变速功能以通过改变带接触半径来无级地改变变速比。变速比是变速器输入轴40的输入转速和变速器输出轴41的输出转速之比。带式无级变速机构4包括主带轮42、副带轮43以及带44。主带轮42由固定带轮42a和滑动带轮42b组成。滑动带轮42b是通过引入到主液压室45中的主液压进行滑动的。副带轮43由固定带轮43a和滑动带轮43b组成。滑动带轮43b是通过被引入到副液压室46中的主液压进行滑动的。如图2所示的带44围绕主带轮42的V形轮槽面42c、42d和副带轮43的V形轮槽面43c、43d。在图3中，带44由两个层叠环44a、44a以及大量的压切板的元件44b形成，两个层叠环44a、44a的大量环从内部到外部分层设置，大量的压切板的元件44b放置在两个层叠环44a、44a之间并且以环的形式相互连接。元件44b各在两侧包括侧翼面44c、44c，以与主带轮42的轮槽面42c、42d和副带轮43的轮槽面43c、43d接触。

最后的减速机构5使来自于带式无级变速机构4的变速器输出轴41的变速器输出回转减速并且提供其差动功能以将其传送到右侧和左侧驱动轮6、6。最后的减速机构5介于变速器输出轴41、空转轮轴50、左右驱动轴51、51之间，并且包括第一齿轮52、第二齿轮53、第三齿轮54、以及具有减速功能的第四齿轮55和具有差动功能的齿轮差动齿轮56。

该带式无级变速器的控制系统包括变速液压控制单元7和CVT控制单元8，如图1所示。

变速液压控制单元7为液压控制单元，其产生引入到主液压室45中的主液压和引入到副液压室46中的副液压。变速液压控制单元7包括油泵70、调节器阀71、回路压力电磁阀72、变速控制阀73、减压阀71、副液压电磁阀75、伺服连杆76、变速指令阀77、以及步进电机78。

调节器阀71用来自油泵70的排出压力作为压力源以调节回路压力PL。调节器阀71包括回路压力电磁阀72，以响应来自CVT控制单元8的指令将来自油泵70的油压调节为预定回路压力PL。

变速控制阀73用由调节器阀71产生的回路压力PL作为压力源来调节被引入到主液压室45中的主液压。变速控制阀73的阀芯73a(spool)与构成机械反馈机构的伺服连杆76连接，与伺服连杆76的一端连接的变速指令阀77由步进电机78推动以便变速控制阀从与伺服连杆76的另一端连接的主带轮42的滑动带轮42b接收滑动位置(实际的带轮比)的反馈。也就是说，在变速期间，当步进电机78响应来自CVT控制单元8的指令被驱动时，变速控制阀73的阀芯73a位置改变以供给回路压力PL至主液压室45或从主液压室45排出回路压力PL，从而调节主液压来获得在步进电机78的驱动位置被指令的目标变速比。一旦完成变速，阀芯73a响应于伺服连杆76的位移被保持在闭合位置。

减压阀74用由调节器阀71产生的回路压力PL作为压力源通过减压来调节引入到副液压室46中的副液压。减压阀74包括副液压电磁阀75，以根据来自CVT控制单元8的指令将回路压力PL减压至指令副液压。

CVT控制单元8被构造成执行各种控制，例如：变速比控制，用于向步进电机78输出控制指令，以根据车速、节气门开度水平等获取目标变速比；回路压力控制，用于向回路压力电磁阀72输出控制指令，以根据节气门开度水平等获取目标回路压力；副液压控制，用于向副液压电磁阀75输出控制指令，以根据变速器输入扭矩等获取目标副带轮推力；前进和后退切换控制，用于控制前进离合器31和后退制动器32的固紧和释放，以及锁止控制，用于控制锁止离合器20的固紧和释放。CVT控制单元8接收来自于主回转传感器80、副回转传感器81、副液压传感器82、油温传感器83、抑制开关84、制动器开关85、油门开度传感器86和其他传感器和开关87的各个传感器信息和切换信息。此外，其从发动机控制单元88接收扭矩信息并且将扭矩要求输出至发动机控制单元88。

图4是根据第一实施例由CVT控制单元8执行的回路压力控制和副液压控制(正常控制/带打滑控制)的控制方块图。

第一实施例中的CVT控制单元8的液压控制系统包括基本液压计算器90、回路压力控制器91、副液压控制器92、正弦波振荡控制器93、以及副液压校正器94，如图4所示。

基本液压计算器90包括：输入扭矩计算器90a，基于来自于发动机控制单元88(图1)的扭矩信息(发动机回转速率，燃料喷射时间等)计算变速器输入扭矩；基本副推力计算器90b，根据由输入扭矩计算器90a获得的变速器输入扭矩计算基本副推力(副带轮43需要的带夹紧力)；变速所需推力差计算器90c，计算变速所需的推力差(主和副带轮42、43之间的带夹紧力之差)；以及校正器90d，基于变速所需的推力差校正所计算的基本副推力；以及副液压变换器90e，将校正的副推力转换为目标副液压。基本液压计算器90进一步地包括：基本主推力计算器90f，根据由输入扭矩计算器90a计算所得的变速器输入扭矩计算基本主推力(主带轮42需要的带夹紧力)；校正器90g，基于由变速所需推力差计算器90c计算所得的变速所需的推力差来校正所计算的基本主推力；以及主液压变换器90h，将经校正的主推力转换为目标主液压。

回路压力控制器91包括：目标回路压力确定器91a，用于比较从主液压转换器90h输出的目标主液压与从副液压控制器92输出的指令副液压，并且当目标主液压≥指令副液压时将目标回路压力设置为目标主液压，当目标主液压＜指令副液压时将目标回路压力设置为副液压；以及液压-电流转换器91b，用于将由目标回路压力确定器91a确定的目标回路压力转换为施加至电磁阀的电流值，并且将转换的指令电流值输出给调节器阀71的回路压力电磁阀72。

在正常控制中，副液压控制器92使用由副液压传感器82检测到的实际副液压执行反馈控制以获得指令副液压，而在带打滑控制中，副液压控制器92在不使用实际副液压的情况下执行开路控制以获得指令副液压。其包括：低通滤波器92a，通过此低通滤波器，来自于副液压转换器90e的目标副液压得以过滤；偏差计算器92b，用于计算实际副液压与目标副液压之间的偏差；零偏差设置器92c，用于将该偏差设置为零；偏差开关92d，用于选择性地在算得偏差与零偏差之间切换；以及积分增益确定器92e，用于确定来自油温的积分增益。此外，其包括：乘法器92f，用于将积分增益确定器92e的积分增益与偏差开关92d的偏差相乘；积分器92g，用于对乘法器92f的FB积分控制量进行积分；加法器92h，用于将积分FB积分控制量加入至来自副液压转换器90e的目标副液压；以及限制器92i，用于将上限和下限设置至相加值从而获得指令副液压(在带打滑控制中称为基本副液压)。此外，其包括：振荡加法器92j，用于在带打滑控制中将正弦波振荡指令加至基本副液压；液压校正器92k，用于通过副液压校正量将振荡基本副液压校正为指令副液压；以及液压-电流转换器92m，用于将指令副液压转换为施加至电磁阀的电流值从而将转换的指令电流值输出至副液压电磁阀75。需要指出的是，偏差开关92d配置以当BSC操作标志为0时(在正常控制期间)选择计算所得的偏差并且当BSC操作标志为1时(在带打滑控制期间)选择零偏差。

正弦波振荡控制器93包括：正弦波振荡器93a，决定适合于带打滑控制的振荡频率和振荡幅度，并且根据所决定的频率和振幅施加正弦波液压振荡；零位振荡设置器93b，不施加正弦波液压振荡；以及振荡开关93c，在液压振荡和零振荡之间有选择地切换。请注意，振荡开关93c被构造成当BSC操作标志为0(在正常控制期间)时选择零位振荡和当BSC操作标志为1(在带打滑控制期间)时选择正弦波液压振荡。

副液压校正器94包括：实际变速比计算器94a，用于根据主回转传感器80的主回转速度Npri与副回转传感器81的副回转速度Nsec的比值计算实际变速比Ratio；第一带通滤波器94b，用于从表示采用副液压传感器82获得的实际副液压Psec的信号中抽取振荡分量；以及第二带通滤波器94c，用于从由实际变速比计算器84a计算得到的数据抽取振荡分量。其还包括：乘法器94d，用于使由两个带通滤波器94b、94c抽取的振荡分量相乘；低通滤波器94e，用于从乘法结果抽取相位差信息；副液压校正量确定器94f，用于根据来自低通滤波器94e的相位差信息确定副液压校正量；零校正量设置器94g，用于将副液压校正量设置为零；以及校正量开关94h，用于在副液压校正量与零校正量之间选择性地进行切换。需要指出的是，校正量开关94h配置以当BSC操作标志为0时(在正常控制期间)选择零校正量，而在BSC操作标志为1时(在带打滑控制期间)选择副液压校正量。

图5是根据第一实施例对于由CVT控制单元8执行的副液压的正常控制和带打滑控制(＝BSC)之间的切换过程的基本流程图。下面，描述图5中的各个步骤。

在通过打开钥匙进行启动之后的步骤S1中，确定是否处于步骤S2中的非BSC允许或步骤S5中的正常控制返回过程，带式无级变速器机构4受到正常控制，然后流程前进至步骤S2。在正常控制期间，BSC操作标志设置为零，副压F/B抑制标志设置为零。

在步骤S1中的正常控制之后，在步骤S2，进行确定是否满足以下所有的BSC允许条件。如果结果为是(满足所有的BSC允许条件)，流程转到步骤S3，执行带打滑控制(BSC)。如果结果为否(没有满足BSC允许条件中的任何一个)，流程返回到步骤S1，持续正常控制。BSC允许条件的例子如下：

(1)带式无级变速机构4所传递的扭矩容量是稳定的(所传递的扭矩容量的变化率较小)。

例如，该条件(1)由满足以下两个条件来确定。

a.|指令扭矩变化率|＜预定值

b.|指令变速比变化率|＜预定值

(2)输入到主带轮42的扭矩的推算精度在可靠的范围内。

例如，该条件(2)根据发动机控制单元88的扭矩信息(推算的发动机扭矩)，变矩器2的锁止状态，制动踏板的操作状态，范围位置等进行确定。

(3)在以上(1)、(2)中的允许条件持续预定的时间范围。

在步骤S2中，确定以上条件(1)、(2)、(3)是否都满足。

在步骤S2的BSC允许确定或步骤S4的BSC持续确定之后，在步骤S3中，执行带打滑控制(图6到图8)从而减少对带式无级变速器机构4的带44的输入并且将带44保持在没有滑移的适当打滑状态。然后，该流程前进至步骤S4。在带打滑控制期间，操作标志被设置为1，副压F/B抑制标志被设置为1。

在步骤S3中的带打滑控制之后，在步骤S4中，确定是否满足以下所有的BSC持续条件。在结果为YES(满足所有的BSC持续条件)时，流程返回到步骤S3，持续带打滑控制(BSC)。在结果为NO(没有满足BSC持续条件中的任何一个)，流程持续到步骤S5，执行正常控制返回过程。BSC持续条件的例子如下：

(1)带式无级变速机构4所传递的扭矩容量是稳定的(传递的扭矩容量的变化率较小)。

例如，该条件(1)由满足以下两个条件来确定。

a.|指令扭矩变化率|＜预定值

b.|指令变速比变化率|＜预定值

(2)输入到主带轮42的扭矩的推算精度在可靠的范围内。

例如根据发动机控制单元88的扭矩信息(推算发动机扭矩)，变矩器2的锁止状态，制动踏板的操作状态，范围位置等进行确定。确定是否以上(1)、(2)条件都满足。也就是说，BSC允许条件和BSC持续条件之间的不同在于BSC持续条件不包括BSC允许条件的持续条件(3)。

在不满足BSC持续条件的任何一个的确定之后，在步骤S5中，执行正常控制返回过程(图9到图11)，从而当带打滑控制返回到正常控制时防止带4打滑。一旦完成该过程，流程返回到步骤S1并且变换到正常控制。

图6是根据第一实施例由CVT控制单元8执行的整个带打滑控制过程的流程图。图7是根据第一实施例由CVT控制单元8执行的带打滑控制过程的扭矩限制过程的流程图。图8是根据第一实施例由CVT控制单元8执行的带打滑控制过程的副液压振荡和校正过程的流程图。

首先，如图6清楚所示，在持续进行BSC允许确定和BSC持续确定的带打滑控制期间，同时执行反馈控制抑制过程(步骤S31)、扭矩限制过程(步骤S32)以及用于带打滑控制的副液压振荡和校正过程(步骤S33)，在反馈控制抑制过程中，使用实际副液压获得指令副液压，所述扭矩限制过程作为返回至正常控制的准备。

在步骤S31中，在BSC允许确定和BSC持续确定得以持续的带打滑控制期间，反馈控制受到抑制，在该反馈控制下，使用由副液压传感器82检测到的实际副液压获得指令副液压。也就是，为了获得指令副液压，正常控制期间的反馈控制受到抑制并且使用零偏差切换至带打滑控制的开路控制。然后，当带打滑控制切换至正常控制时，反馈控制再次返回。

在步骤S32中，在BSC允许确定和BSC持续确定得以持续的带打滑控制期间，执行图7中的扭矩限制过程。在图7中的流程图的步骤S321中，将“来自于带打滑控制的扭矩限制要求”定义为驾驶员要求扭矩。

在步骤S33中，在BSC允许确定和BSC持续确定得以持续的带打滑控制期间，副液压在图8中被振荡和校正。下面，描述图8中的流程图的步骤。

在步骤S331中，指令副液压受到振荡。也就是，具有预定幅度和预定频率的正弦波液压叠置在指令副液压上。该流程前进至步骤S332。

在步骤S331中的指令副液压的振荡之后，在步骤S332中，实际副液压使用副液压传感器82进行检测从而通过基于主回转传感器80和副回转传感器81的回转速度的计算来检测实际变速比。该流程前进至步骤S333。

在步骤S332中的检测实际副液压和实际变速比之后，在步骤S333中，实际副液压和实际变速比各自经受带通滤波过程从而抽取它们相应的振荡分量(正弦波)并且使其相乘。然后，该乘积值经受低通滤波过程并且转换为由振荡幅度和实际副液压的振荡与实际变速比的振荡之间的相位差θ(余弦波)表示的值。该流程前进至步骤S334。这里，当A是实际副液压的振荡幅度并且B是实际变速比的振荡幅度时，实际副液压的振荡由公式(1)表示：Asinωt。实际变速比的振荡由公式(2)表示：Bsin(ωt+θ)。公式(1)和(2)相乘，并且使用以下的积和公式(3)：

sinαsinβ＝-1/2{cos(α+β)-cos(α-β)}

获得下述公式(4)：

Asinωt×Bsin(ωt+θ)＝(1/2)ABcosθ-(1/2)ABcos(2ωt+θ)

在公式(4)中，作为振荡频率的2倍分量(1/2)ABcos(2ωt+θ)通过低通滤波器而被减小，使得公式(4)变成下述公式(5)：

Asinωt×Bsin(ωt+θ)≈(1/2)Abcosθ

由此，其可由实际副液压和实际变速比之间的振荡的相位差θ的公式来表示。

在实际副液压和实际变速比之间的振荡中的相位差θ的计算之后，在步骤S334中，进行确定相位差θ是否使得0≤相位差θ＜预定值1(微打滑范围)。如果结果为是(0≤相位差θ＜预定值1)，那么流程前进至步骤S335，而如果结果为否(预定值1≤相位差θ)，那么流程前进至步骤S336。

在步骤S334中确定0≤相位差θ＜预定值1(微打滑范围)之后，在步骤S335中，副液压校正量被设置为-ΔPsec。该流程前进至步骤S339。

在步骤S334中确定预定值1≤相位差θ之后，在步骤S336中，确定相位差θ是否使得预定值1≤相位差θ＜预定值2(目标打滑范围)。当结果为是时(预定值1≤相位差θ＜预定值2)，流程前进至步骤S337，而当结果为否时(预定值2≤相位差θ)，流程前进至步骤S338。

在步骤S336中确定预定值1≤相位差θ＜预定值2(目标滑动范围)之后，在步骤S337中，副液压校正量被设置为零，流程前进至步骤S339。

在步骤S336中确定预定值2≤相位差θ(微/大打滑转换范围)之后，在步骤S338中，副液压校正量被设置为+ΔPsec，流程前进至步骤S339。

在步骤S335、S337、S338中设置副液压校正量之后，在步骤S339中，指令副液压被设置为基本副液压的值+副液压校正量。然后，流程前进至结束。

图9是根据第一实施例从通过CVT控制单元8执行的带打滑控制到正常控制的返回过程的流程图。图10是根据第一实施例从通过CVT控制单元8执行的返回过程到正常控制的扭矩限制过程的流程图。图11是根据第一实施例由CVT控制单元8执行的变速比的变速速度的限制过程的流程图，所述限制过程限制在到正常控制的返回过程中的目标主回转速率。

首先，如图9清楚可见，在从BSC持续终止到正常控制的开始、正常控制从带打滑控制返回的时候，同时执行反馈控制返回过程(步骤S51)、用于返回至正常控制的准备的扭矩限制过程(步骤S52)、用于带打滑控制的振荡和校正副液压重设过程(步骤S53)以及限制变速的变速限制过程(步骤S54)，在所述反馈控制返回过程中，使用实际副液压获得指令副液压。

在步骤S51中，在从BSC持续终止到正常控制的开始、正常控制从带打滑控制返回的时候，返回反馈控制，其中使用由副液压传感器82检测到的实际副液压获得指令副液压。

在步骤S52中，在从BSC持续终止到正常控制的开始、正常控制从带打滑控制返回的时候，执行图10中的扭矩限制过程，作为返回至正常控制的准备。

在步骤S53中，在从BSC持续终止到正常控制的开始、正常控制从带打滑控制返回的时候，在图8中的副液压振荡和校正被重新设置从而等待正常控制。

在步骤S54中，在从BSC持续终止到正常控制的开始、正常控制从带打滑控制返回的时候，执行图11中的变速限制过程，其中变速速度受到限制。

下面，描述表示图10中的扭矩限制过程的流程图的步骤。该扭矩限制过程的关键点为根据驾驶员要求扭矩、BSC的扭矩限制要求和扭矩容量(算得扭矩容量)三个值之间的大小关系来切换控制。这里，驾驶员要求扭矩指由驾驶员要求的发动机扭矩，BSC的扭矩限制要求指图16中的阶段(2)、(3)中所示的扭矩限制量。为了防止带打滑的目的，扭矩容量大体为许用设计扭矩容量并且所设置的值比驾驶员要求扭矩高一个裕量，同时考虑带式无级变速器机构4的机械变化。这里，实际的扭矩容量在副液压控制下受到控制。此外，计算所得的扭矩容量指BSC(图16中的阶段(2))和返回过程(图16中的阶段(3))期间的扭矩容量。计算所得的扭矩容量具体地说是基于或者从实际副液压和实际变速比计算的值(两个带轮42、43中发动机扭矩输入的那个带轮的扭矩容量，即，主带轮42)。

在步骤S521中，确定驾驶员要求扭矩是否大于BSC的扭矩限制要求。如果结果为是，那么流程前进至步骤S522，如果结果为否，那么流程前进至步骤S525。

在步骤S521中确定驾驶员要求扭矩大于来自于BSC的扭矩限制要求之后，在步骤S522中，确定算得扭矩容量是否大于BSC的扭矩限制要求。如果该结果为是，那么流程前进至步骤S523，如果结果为否，那么流程前进至步骤S524。

在步骤S522中确定计算的扭矩容量＞来自BSC的扭矩限制要求之后，在步骤S523中，BSC的扭矩限制要求被设置为BSC的扭矩限制要求(先前值)+ΔT和算得许用扭矩容量中较小的值。流程前进至返回。

在步骤S522中确定计算的扭矩容量≤来自BSC的扭矩限制要求之后，在步骤S524中，BSC的扭矩限制要求被设置为BSC的扭矩限制要求(先前值)和驾驶员要求扭矩中较小的值。流程前进至返回。

在步骤S521确定驾驶员要求扭矩≤BSC的扭矩限制要求之后，在步骤S525，确定算得扭矩容量是否大于BSC的扭矩限制要求。如果结果为是，那么流程前进至步骤S527，如果结果为否，那么流程前进至步骤S526。

在步骤S525确定算得扭矩容量≤BSC的扭矩限制要求之后，在步骤S526，BSC的扭矩限制要求被设置为BSC的扭矩限制要求(先前值)和驾驶员要求扭矩中较小的值。流程前进至返回。

在步骤S525确定算得扭矩容量＞BSC的扭矩限制要求之后，在步骤S527，BSC的扭矩限制要求被取消。流程前进至结束。

在下文中，将说明示出在图11中为目标主回转速度设置极限值的变速比变化速度限制过程的流程图的步骤。

在步骤S541，根据发动机扭矩计算目标惯性扭矩。流程前进至S542。

在步骤S541计算目标惯性扭矩之后，在步骤S542，根据目标惯性扭矩计算目标主回转变化率。然后流程前进至步骤S543。

在步骤S542中计算目标主回转变化率之后，在步骤S543，计算没有超过目标主回转变化率的受限制目标主回转速度，流程前进至步骤S544。

在步骤S543中计算受限制目标主回转变化率之后，在步骤S544，根据受限制目标主回转速度执行换挡控制，流程前进至步骤S545。

在步骤S544中换挡控制之后，在步骤S545，确定基于受限制目标主回转速度的换挡控制是否完成或者实际主回转速度是否已经达到受限制目标主回转速度。如果结果为是(完成换挡控制)，那么流程结束，如果结果为否(在换挡控制过程中)，那么流程返回至步骤S541。

接下来，描述根据第一实施例的带式无级变速机构4的控制装置和控制方法的操作。其将被分成五个部分：BSC允许和持续确定操作；带打滑控制操作(BSC操作)；在BSC期间的副液压反馈控制抑制操作；从BSC到正常控制在返回控制中的扭矩限制操作；以及从BSC到正常控制在返回控制操作中的主回转增速限制操作。

[BSC允许和持续确定操作]

当车辆开始行驶时，在图5中的流程图中，操作从步骤S1前进至步骤S2。在步骤S2中除非所有的BSC允许确定条件都被满足，否则从步骤S1至步骤S2的流程重复以持续正常控制。也就是，在步骤S2中所有BSC允许确定条件的满足被定义为BSC控制启动条件。

第一实施例中的BSC允许条件如下：

(1)带式无级变速机构4的传递的扭矩容量是稳定的(传递的扭矩容量的变化率较小)。例如，条件(1)是通过满足以下两个条件进行确定的。

a.|指令扭矩变化率|＜预定值

b.|指令变速比变化率|＜预定值

(2)输入到主带轮42的扭矩的推算精度在可靠的范围内。

该条件(2)例如根据发动机控制单元88的扭矩信息(推算的发动机扭矩)，变矩器2的锁止状态，制动踏板的操作状态，范围位置等进行确定。

以上(1)、(2)中允许的条件持续预定的时间范围。

在步骤S2中，确定以上条件(1)、(2)、(3)是否都被满足。

因此，如果在正常控制期间带式无级变速器机构4的变速器扭矩容量持续稳定并且主带轮42的输入扭矩的推算精度连续地处于可靠范围内一段预定时间长度，那么带打滑控制被允许启动。

如上所述，当满足所有的BSC允许条件时，带打滑控制被允许启动，使得能够以确保的高控制精度在优选范围内启动该带打滑控制。

在步骤S2中确定BSC允许之后，在步骤S3，带打滑控制被执行从而减小进入该带式无级变速器机构4的带44的输入并且将带44保持在适当打滑(slip)状态，而不滑移(slippage)。然后，在步骤S3中的带打滑控制之后，在步骤S4中，确定是否所有的BSC持续条件都被满足。只要所有的BSC持续条件都被满足，那么从步骤S3至步骤S4的流程重复从而继续带打滑控制(BSC)。

这里，BSC持续条件是BSC允许条件(1)、(2)，并且排除针对BSC允许条件的预定时间长度(3)的持续条件。由此，因为在带打滑控制期间如果条件(1)、(2)其中的一个没有被满足那么带打滑控制立刻被停止并且返回至正常控制，所以可防止以不确定的控制精度持续进行带打滑控制。

[带打滑控制操作(BSC操作)]

当带打滑控制启动时，副液压被定位为可以获得如下的夹持力的值，该夹持力不会导致带滑移，且具有推算的安全因数，使得相位差θ小于预定值1这一条件得到满足。在图8中的流程图中，流程从步骤S331→步骤S332→步骤S333→步骤S334→步骤S335至步骤S339重复，每次流程重复时，指令副液压响应于-ΔPsec的校正而被减小。然后，直到1或更大的相位差θ达到预定值2，在图8中流程从步骤S331→步骤S332→步骤S333→步骤S334→步骤S336→步骤S337至步骤S339进行，从而保持指令副液压。在相位差θ为2或更大时的预定值时，流程从步骤S331→步骤S332→步骤S333→步骤S334→步骤S336→步骤S338至步骤S339进行，从而响应于+ΔPsec的校正来增加指令副液压。在带打滑控制下，打滑率得以保持，使得相位差θ落入从1或更大至小于2的预定值的范围内。

将参照图12中的时序图描述带打滑控制。在时刻t1，上述BSC允许条件(1)、(2)得到满足并且继续(BSC允许条件(3))。在到达时刻t2之后，从时刻t2至时刻t3，上述BSC持续条件(1)、(2)其中的至少一个变得未被满足，并且BSC操作标志和SEC压力F/B抑制标志(副压反馈抑制标志)被设置用于带打滑控制。在时刻t3之前不久，油门被下压，使得BSC持续条件其中的至少一个变成未被满足，从时刻t3至时刻t4执行返回至正常控制的控制。在时刻t4之后，执行正常控制。

因此，从图12中箭头C所示的稳定行驶确定期间，油门开度特性、车速特性和发动机扭矩特性以及副液压电磁阀75的电磁阀电流校正量特性清楚可知，在带打滑控制下，由于振荡造成的副液压的振荡分量与变速比的振荡分量之间的相位差θ受到监视从而增加或降低电流值。需要指出的是，副液压电磁阀75是常开的(总是打开)并且随着电流值的增加而降低副液压。

实际变速比通过带打滑控制而被保持为事实上不变，虽然其以小幅振荡，如图12中的实际变速比特性(Ratio)所示。如图12中的SEC压力振荡和Ratio振荡的相位差特性所示，相位差θ随着时间从打滑率大概为零的时刻t2开始逐渐增加，并且达到目标值(目标打滑率)。如图12中的SEC副液压特性所示的副液压随着时间从安全因数得以确保的时刻t2开始降低，如箭头G所示，最后达到设计最小压力加上液压幅度所得的值，该值所处的液压水平到实际最小压力尚有一定裕量。虽然带打滑控制持续一段长时间，但是实际副液压保持在设计最小压力加上液压的幅度范围内，从而保持(打滑率的)相位差θ的目标值。

因此，由带打滑控制造成的副液压的降低导致作用在带44上的带摩擦降低并通过带摩擦的降低减小带式无级变速器机构4上的驱动载荷。因此，可根据BSC允许确定在带打滑控制期间在不影响行进性能的情况下改善发动机1的实际燃料效率。

[在BSC期间，副液压反馈控制抑制操作]

下面描述反馈控制抑制操作，其中在从开始到结束的带打滑控制期间，指令副液压是在没有使用实际副液压获得的并且对指令副液压的反馈控制被抑制。

首先，不管正常控制还是带打滑控制，副液压控制器92的偏差计算器92b计算由来自副液压传感器82的压力信号获得的实际副液压和通过低通滤波器92a过滤的目标副液压之间的偏差。

在其中BSC操作标志等于零的正常控制中，偏差开关92d选择如图4所示的计算的偏差。因此，乘法器92f使来自积分增益确定器92e的积分增益乘以来自偏差计算器92b的偏差以计算FB积分控制量。下一个积分器92g对FB积分控制量进行积分。然后，加法器92h将积分控制量和FB比例控制量(省略)加到来自副液压变换器90e的目标副液压。限制器92i施加上下限到增加的值以获得指令副液压。也就是说，使用由副液压传感器82检测到的实际副液压通过反馈控制(PI控制)获得指令副液压。

同时，在带打滑控制中，BSC操作标志＝1，以便副液压控制器92的偏差开关92d选择零偏差。因此，乘法器92f使来自积分增益确定器92e的积分增益和零偏差相乘以计算FB积分控制量到零。接下来的积分器92g积分零FB积分控制量并且在带打滑控制开始之前就立刻保持上述的FB积分控制量。然后，加法器92h增加以前的积分反馈控制量(＝FB积分控制量)到来自副液压变换器90e的目标副液压。限制器92i施加上下限到所述增加的值以获得指令副液压。也就是说，通过偏差设置为零，在没有使用实际副液压的情况下通过开路控制获得了指令副液压。

例如，为了在带打滑控制期间使用实际副液压信息获得指令副液压，根据由于包括在实际副液压中的振荡分量而引起变化的偏差，连续增加反馈控制量。这使得副液压控制不稳定。尤其是，在带打滑控制中以单频振荡实际副液压可引起副液压通过反馈控制扩散(diffused)。

通常实际副液压的扩散或非扩散是通过液压反馈控制，变速控制的频率响应，以及硬件响应进行确定的。由此，在以单频振荡副液压时，需要考虑液压反馈控制和变速控制的频率响应设置振荡频率或者根据振荡频率确定液压反馈控制和变速控制的频率响应。然而，任何一种方法，控制都是复杂的。

相反，根据第一实施例，在带打滑控制期间在没有使用实际副液压信息的情况下，可允许振荡分量被包括或有目的地包括在实际副液压中。换句话说，可通过监视实际副液压和实际变速比之间的振荡分量中的相位差θ确保带打滑状态的推算精度。特别地，实际副液压的振荡没有影响副液压控制，其能使精确地获得实际副液压和实际变速比之间的振荡分量中的相位差θ。通过监视该相位差，能够在带打滑发生之前立刻可靠地确定所述范围。

另外，根据第一实施例，在开路控制下没有在带打滑控制期间使用反馈信息(实际副液压信息)来控制副液压。这可防止副液压控制在带打滑控制期间变得不稳定或不象保持反馈控制那样分歧(diverged)。

此外，在根据第一实施例的副液压控制中，在带打滑控制期间仅偏差被设置为零，副液压在使用恒定的反馈控制量的开路控制下在转入到带打滑控制之前立刻被保持在所述反馈控制量。

例如，在带打滑控制期间在使用反馈控制量为零的开路控制之下，在当带打滑控制转入到正常控制时，包含固定偏差的大的反馈控制量被增加到目标副液压。因此，存在或不存在反馈控制量引起间断的加入副液压。较大的加入液压会影响乘坐者，使他或她有不适的感觉。

相反，当带打滑控制转入到正常控制时，仅设置偏差为零并且使用恒定的反馈控制量执行副液压的开路控制使得液压流畅地、连续地上升，如图12中在时刻t3的H区域所示。因此，在从开路控制返回到反馈控制中，能够防止乘坐者感觉到由于加入的副液压引起的不适。

[在从BSC至正常控制的返回控制中的扭矩限制操作]

在带打滑控制期间，在BSC允许和持续确定得以持续时，在图6中步骤S32中的扭矩限制过程通过在图7中在步骤S321将“带打滑控制的扭矩限制要求”设置为驾驶员要求扭矩而被执行。下面，参照图10和图13描述用于返回到正常控制的扭矩限制操作。

发动机控制单元88具有扭矩限制量作为发动机扭矩控制上限，并且控制发动机1的实际扭矩不超过扭矩限制量。该扭矩限制量根据各个要求进行确定。例如，在正常控制期间(在图13中的阶段(1))带式无级变速器机构4的上限输入扭矩被设置为在正常控制期间的扭矩限制要求，CVT控制单元8在正常控制期间将扭矩限制要求发送至发动机控制单元88。该发动机控制单元88从来自各个控制器的扭矩限制要求中选择最小要求作为扭矩限制量。

具体地说，在时刻t5，正常控制的阶段(1)转移为带打滑控制，BSC的扭矩限制要求在阶段(2)被发送至发动机控制单元88，如图13中的扭矩限制量特性所示。但是，在BSC(图13中的阶段(2))期间的BSC的扭矩限制要求是预先准备用于图10的扭矩限制，并且BSC(图13中的阶段(2))期间基本上不作为扭矩限制。

然后，在时刻t6，BSC持续被中止并且转变为返回至正常控制的控制。在时刻t6，因为驾驶员要求扭矩＞BSC的扭矩限制要求并且算得扭矩容量≤BSC的扭矩限制要求，发出扭矩限制要求。因此，在图10中的流程图中从步骤S521→步骤S522→步骤S524至返回的流程被重复，从而在步骤S524保持BSC的扭矩限制要求(先前值)。

之后，在时刻t7，驾驶员要求扭矩＞BSC的扭矩限制要求并且算得扭矩容量＞BSC的扭矩限制要求。在图10中的流程图中从步骤S521→步骤S522→步骤S523至返回的流程被重复，以逐渐地增加来自BSC的扭矩限制要求到为(上述的值+ΔT)。与该上升梯度一起，实际扭矩逐渐地增加。

由于从时刻t7起BSC的扭矩限制要求增加，在时刻t8，驾驶员要求扭矩≤BSC的扭矩限制要求并且算得扭矩容量＞BSC的扭矩限制要求。在图10中的流程图中流程从步骤S521→步骤S525→步骤S527至结束进行。在步骤S527，BSC的扭矩限制被取消。

在这一实例中，流程跳过步骤S526，该步骤在油门被操作为踏上或者返回(释放)一段短时间时被执行。具体地说，当带打滑控制通过踏上油门而被取消并且一旦返回控制开启就释放油门时，步骤S526被跳过。

在带打滑控制中，带在容许打滑范围内确实会打滑，从而带夹紧力与正常控制中的带夹紧力相比会减小。在从带打滑控制返回到正常控制时，带式无级变速机构4的输入扭矩一直增大直到其超过带夹紧力，这样可引起过大的带打滑。

相反，在从带打滑控制过渡到正常控制时，也就是说，从图13的时刻t6到时刻t7，输入扭矩的速度增加受到限制以便在完成带打滑控制时保持实际的扭矩。通过抑制输入扭矩的上升，防止带式无级变速机构4的输入扭矩相对于带夹紧力变得过大，同时，带夹紧力从完成带打滑控制的水平返回到在正常控制的水平。

由于在从带打滑控制返回到正常控制时用于限制带式无级变速机构4的输入扭矩的速度变化的扭矩限制控制，能够防止带式无级变速机构4的输入扭矩相对于带夹紧力变得过大，并且防止带44打滑。

特别地，根据第一实施例，在完成带打滑控制时在用于保持带式无级变速机构4的输入扭矩的简单的扭矩限制控制下，能够可靠地防止带式无级变速机构4的输入扭矩相对于带夹紧力变得过大。

[在从BSC到正常控制的返回控制操作中的主回转增加率限制操作]

在从带打滑控制到正常控制的返回控制中，如果带式无级变速机构4的变速比在上述的扭矩限制控制下以正常的变速速度进行变化同时其输入扭矩的变化速度减小，那么由于回转惯性改变使输入扭矩显著地减小。这可引起驾驶者感觉到不需要的减速(拉动冲击)。鉴于此，变速比的变化速度随着带式无级变速机构4的输入扭矩的变化速度的限制而受到限制。

也就是说，在BSC持续受到终止、并且该控制转入到返回正常控制时，重复从图11的流程图中的步骤S541→步骤S542→步骤S543→步骤S544到步骤S545的流程直到完成变速。也就是说，在步骤S541中，从发动机扭矩计算目标惯性扭矩。在步骤S542中，目标主转速变化率是从目标惯性扭矩进行计算的，并设置目标惯性扭矩的减小值。在步骤S543中，极限目标主回转速率不超过无限制的目标主回转速率的变化率(梯度)是从极限目标惯性扭矩进行计算的。在步骤S544中，基于极限目标主回转速率控制变速。由此，在基于极限目标主回转速率的变速控制下，最后的极限目标变速比特性曲线表示比最后的无限制的目标变速比特性曲线更平缓的梯度。

参照图14的时间图描述基于扭矩延迟和扭矩限制对用于第一实施例中的主回转增加率的返回控制操作。

首先，描述发动机扭矩特性曲线。从完成BSC到返回到正常控制，基于驾驶员要求扭矩的发动机扭矩特性曲线逐步上升。在没有扭矩限制控制的正常控制中，基于实际扭矩响应的发动机扭矩特性曲线在BSC之后立刻上升。同时，根据第一实施例的发动机扭矩特性曲线在完成BSC之后保持一段时间并且在基于BSC的扭矩下降之后带有如实际扭矩响应中所示的延迟进行上升。

接下来，描述目标变速比特性曲线和惯性扭矩特性曲线。从完成BSC到返回到正常控制，目标主回转速率的最后的目标特性曲线是在完成BSC时由阶式特性曲线给出。在没有主回转增加率的限制控制的正常控制中，目标主回转速率特性曲线在完成BSC之后立刻上升很多，同时根据第一实施例，其比正常控制更逐步地上升。根据第一实施例的惯性扭矩特性曲线从完成BSC到返回到正常控制逐渐地下降，而其在正常控制中从完成BSC陡然下降。

最后，描述传动轴扭矩特性曲线和惯性扭矩特性曲线。在没有主回转速率(在正常控制中)的增加率的限制控制和扭矩延迟的情况下，扭矩特性曲线表示惯性扭矩的一大的峰值但是在变速启动之后稍微降低，然后增加，如图14中的特性曲线E所示的。通过这样一传动轴扭矩特性曲线，由变速引起的冲击不会发生。

具有扭矩延迟但是没有主回转增加率的限制控制，传动轴扭矩特性曲线保持正常控制所示的惯性扭矩特性曲线，如图14中的特性曲线D所示，但是由于扭矩延迟发动机的扭矩输入延迟。因此，其在变速启动之后急速地下降，然后上升一下降量d。传动轴扭矩中的该变化使得驾驶者感觉到冲击并且使他们的驱动性能和舒适性变差。

相反，通过主回转增加率的限制控制和扭矩延迟，惯性扭矩的峰值可通过对主回转增加率进行限制控制甚至在发动机扭矩输入中具有一延迟而得以减小，以使根据第一实施例的传动轴扭矩特性曲线显示在变速启动之后稍微减小，然后增加，如图14中的特性曲线F所示。由此，看到：冲击可通过同时执行扭矩延迟和对主回转增加率进行限制控制受到抑制。

如上所述，在从带打滑控制到正常控制的返回控制中，在扭矩限制控制下限制主转速变化率使得能够在变速启动时减小转动惯量的变化并且防止从变速启动之前使传动轴扭矩减小。结果，能够防止驾驶者感觉到不必要的冲击(减速)。

接下来，在下面描述根据第一实施例用于带式无级变速机构4的控制装置和控制方法的效果。

(1)用于带式无级变速机构4的控制装置，包括用于从驱动源(发动机1)接收输入的主带轮42，用于向驱动轮6、6提供输出的副带轮43，以及围绕主带轮42和副带轮43的带44，以及副液压控制装置(副液压控制器92)，该副液压控制装置被构造成通过基于目标副液压和实际副液压之间的偏差θ的反馈控制确定指令副液压以控制到副带轮43的副液压，所述控制装置还包括带打滑控制装置(图8)，其被构造成通过监视包括于实际副液压中的振荡分量和包括于实际变速比中的振荡分量之间的相位差θ来推算带打滑状态以基于所述推算来控制实际副液压减小以使保持预定的带打滑状态。副液压控制装置被构造成中止在带打滑控制期间对副液压的反馈控制并且通过开路控制来控制副液压。由此，能够提供用于带式无级变速机构4的控制装置，其可在带打滑控制期间以确保的带打滑状态的推算精度改善对副液压控制的稳定性。

(2)带打滑控制装置(图8)被构造成在带打滑控制期间以合适的频率振荡副液压，并且通过监视包括于实际副液压中的振荡分量和包括于实际变速比中的振荡分量之间的相位差来推算带打滑状态。因此，实际副液压的振荡没有影响副液压控制，其能使获得实际副液压和实际变速比之间的振荡分量中的精确的相位差θ。通过监视相位差θ，能够在带打滑发生以前立即可靠地确定所述范围。

(3)副液压控制装置(副液压控制器92)被构造成在带控制期间仅将所述偏差设置为零并且保持就在转入到带打滑控制前获得的反馈控制量以利用恒定的所保持的反馈控制量对副液压执行开路控制。由此，能够防止在从开路控制返回到反馈控制时由于副液压的下降使得乘客感觉到的不适。

(4)一种用于通过带打滑控制的带式无级变速机构4的控制方法，在所述带打滑控制中，在主带轮42、副带轮43和带44之间的带打滑状态是通过液压进行控制的，该方法包括的步骤：在带打滑控制中，基于包括于实际液压中的振荡分量和包括于实际变速比中的振荡分量的积分值来振荡所述液压从而控制所述液压；以及，中止在带打滑控制期间对所述液压的反馈控制并且利用开路控制来控制所述液压。由此，其能够提供用于带式无级变速机构4的控制方法，其在带打滑控制期间以确保的带打滑状态的推算精度改善了对副液压控制的稳定性。

(5)在带打滑控制中，带打滑状态是通过监视从积分值计算的相位差进行推算的，以基于所进行的推算来控制液压从而保持预定的带打滑状态。由此，可以在带打滑控制期间通过监视与带打滑状态有关的相位差来精确地获得带打滑状态的变化，从而稳定地保持预定的带打滑状态。结果，在带打滑控制下，带的摩擦通过带打滑控制得以稳定地减小，因而能够实现目标节能效果(实际的燃料效率)。

虽然已经根据示例性的第一实施例描述了根据本发明的用于带式无级变速机构的控制装置和方法，但是它们不限于此。应当认识到，可进行设计变化或加入，而没有背离如以下权利要求中限定的本发明的范围。

第一实施例已经描述了这样的例子：由步进电机控制的单侧调节类型的液压电路被用于变速液压控制单元。然而，也可使用另一单侧调节类型或两侧调节类型的变速液压控制单元。

第一实施例已经描述了这样的例子：仅副液压振荡。然而，例如，在同一阶段通过直接作用的控制系统，主液压和副液压一起可同时振荡。替代地，可在同一阶段通过振荡回路压力，主液压与副液压一起被振荡。

第一实施例已经描述了振荡装置的这样的例子：指令副液压被给出合适的振荡分量。替代地，电磁阀电流值可被给出合适的振荡分量。

第一实施例已经描述了在返回控制期间的扭矩限制控制的这样的例子：在完成带打滑控制时的输入扭矩仅被保持预定的时间范围。然而，扭矩限制控制可被构造成例如允许扭矩稍微增加。

第一实施例已经描述了在返回控制中对变速比的变化速度的限制控制的这样的例子：目标主回转速率的变化速率受到限制。然而，对变速比的变化速度的限制控制可被构造成在变速时限制时间恒定或在完成带打滑控制时在一预定的时间范围内保持变速比。替代地，它们中的两个可被结合。

第一实施例已经描述结合带式无级变速器的发动机车辆的应用的实例。本发明还可应用到结合了带式无级变速器的混合动力车辆，结合了带式无级变速器等的电动车辆。简而言之，其可应用到结合了执行液压变速控制的带式无级变速器的任何车辆。

附图标记

1发动机

2变矩器

3向前/向后驱动切换机构

4带式无级变速机构

40变速器输入轴

41变速器输出轴

42主带轮

43副带轮

44带

45主液压室

46副液压室

5最后的减速机构

6，6驱动轮

7变速液压控制单元

70油泵

71调节器阀

72回路压力电磁阀

73变速控制阀

74减压阀

75副液压电磁阀

76伺服连杆

77变速指令阀

78步进电机

8CVT控制单元

80主回转传感器

81副回转传感器

82副液压传感器

83油温传感器

84抑制器开关

85制动器开关

86加速器打开传感器

87其它传感器和开关

88发动机控制单元

90基本液压计算器

91回路压力控制器

92副液压控制器(副液压控制装置)

93正弦波振荡控制器

94副液压校正器

Claims (5)

1.一种用于带式无级变速器的控制装置，包括用于接收来自驱动源的输入的主带轮，用于向驱动轮提供输出的副带轮，围绕所述主带轮和所述副带轮的带，以及副液压控制装置，该副液压控制装置被构造成通过基于目标副液压和实际副液压之间的偏差的反馈控制确定指令副液压以控制到所述副带轮的副液压，所述控制装置还包括：

带打滑控制装置，该带打滑控制装置被构造成通过监视包括于实际副液压中的振荡分量和包括于实际变速比中的振荡分量之间的相位差来推算带打滑状态，以及基于所进行的推算来控制所述实际副液压减小从而保持预定的带打滑状态，其中，

所述副液压控制装置被构造成在所述带打滑控制期间中止对所述副液压的反馈控制，并且通过开路控制来控制所述副液压。

2.如权利要求1所述的用于带式无级变速器的控制装置，其中

所述带打滑控制装置被构造成在所述带打滑控制期间以合适的频率和振幅振荡所述副液压，并且通过监视包括于所述实际副液压中的振荡分量和包括于所述实际变速比中的振荡分量之间的相位差来推算带打滑状态。

3.如权利要求1或2所述的用于带式无级变速器的控制装置，其中

所述副液压控制装置被构造成在所述带控制期间仅将所述偏差设置为零并且保持就在转入到所述带打滑控制前获得的反馈控制量以利用恒定的所保持的反馈控制量对所述副液压执行所述开路控制。

4.一种利用带打滑控制的用于带式无级变速器的控制方法，在所述带打滑控制中，在主带轮、副带轮和带之间的带打滑状态是通过液压进行控制的，所述方法包括如下步骤：

在带打滑控制中，基于包括于实际液压中的振荡分量和包括于实际变速比中的振荡分量的积分值来振荡所述液压从而控制所述液压；以及

中止在所述带打滑控制期间对所述液压的反馈控制并且利用开路控制来控制所述液压。

5.如权利要求4所述的用于带式无级变速器的控制方法，还包括如下步骤：

在所述带打滑控制中，通过监视从所述积分值计算的相位差来推算带打滑状态并且基于所进行的推算来控制所述液压以保持预定的带打滑状态。

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