CN102906468B - 用于车辆传动系的控制系统 - Google Patents

Abstract

本发明关于用于控制车辆传动系的装置，车辆传动系具有设有调速器的发动机和结合可变耦合器的无级变速器("CVT")，可变耦合器构造和布置成用以调节其反作用扭矩。控制系统包括可由驾驶员移动来提供驾驶员输入的控制部分(504)；开环子系统(511)，其用于将控制部分可操作地联接到调速器(520)上来取决于驾驶员输入控制调速器的空载速度；闭环子系统，其包括比较器(502)，比较器(502)接收源于驾驶员输入且对应于目标发动机速度的第一控制信号以及对应于发动机速度的第二控制信号，且其取决于第一控制信号和第二控制信号的比较来调整可变耦合器的反作用扭矩，从而导致变速器适当地加载发动机来实现目标发动机速度。

Description

用于车辆传动系的控制系统

技术领域

本发明关于一种用于控制车辆发动机及相关的无级变速器("CVT")的装置。

背景技术

提供传动比(发动机速度与从动车轮的速度的比率)的连续(无级)变化的车辆变速器就自身而言是公知的。CVT的一个优点在于：与常规有级比的齿轮箱相比较而言，它们具有潜力以便通过使发动机能够在最大限度地减小给定功率下的其燃料使用的状态中运行更长的时间来提供高燃料效率。图1为针对柴油发动机的等功率图谱(isometric map)。发动机功率等于发动机速度(在水平轴线上)乘以发动机扭矩(在垂直轴线上)。虚线10为恒定功率的线。将观察到的是，可在发动机速度的整个范围内实现给定的发动机功率。然而，在该实例中，针对任何给定功率水平仅存在一个点，在该点处，尽可能使用最少的燃料来转化成功率。图1中由圆圈12示出了各恒定功率线上的相关点。如果将最小燃料消耗的所有点连结在一起，则它们形成最佳控制线14。沿该线操作发动机在所有状态下都提供了最佳燃料经济性。如果可调整传动比来允许发动机以所需要的速度运行，给定从动轮的旋转速度(即，给定当前车辆速度)，这样做才是可能的，并且如果适当地控制，则CVT就能够这样做。

CVT通常具有基于适当编程的微处理器的复杂电子控制系统，以便以协调的方式控制发动机和变速器两者来使发动机能够以高效率操作。在以Torotrak(Development) Ltd名义公布为WO2004/085190的国际专利申请PCT/EP2004/003293中提供了一个实例。然而，已认识到针对一种控制系统的实际需求和商业需求，例如，该控制系统可使用机械或液压机械装置而在没有微处理器控制的情况下执行。包括农用车辆和建筑用车辆的非公路车辆是一个市场部分，在此市场部分中，这认为是为了稳健性和/或容易保养而所期望的，并且在一些情况下这认为是为了经济性而所期望的。

这样的车辆通常使用带调速器(其可为机械装置或电子装置)的发动机来调节发动机速度。调速的发动机通常为柴油机。

为了示出制造适当的控制系统时所涉及的挑战，将参照图2、图3和图4来阐述已知类型的CVT的一些特征，所有的图2、图3和图4都包括将首先描述的可变耦合器（variator）20。图2和图3高度简化，且旨在仅示出可变耦合器的操作原理。由申请人(Torotrak(Development)Ltd)在在先出版物中发现了更多构造细节，在先出版物包括例如公布的欧洲专利申请EP 0894210和EP 1071891。

可变耦合器为一个装置，其具有：

在所示实例中形成为可变耦合器轴的旋转可变耦合器输入端、在该实例中形成为输出齿轮24的旋转可变耦合器输出端，例如，输出齿轮24设有用于联接至变速器的另一部分的链条或齿轮系(未示出)；以及

用于在输入速度与输出速度的连续变化比下在可变耦合器的输入端和输出端之间传递驱动的机构。

在所示的实例中，机构包括一组半环形凹入的座圈26,28,30,32，它们围绕可变耦合器轴22安装且与可变耦合器轴22同心。输入座圈26与输出座圈28一起限定第一环形腔36。输入座圈32和输出座圈30一起限定第二环形腔38。输入座圈26和32安装在可变耦合器轴22上且与其一起旋转。输出座圈28,30以轴承连接在（journal）可变耦合器轴22上，且所以能够围绕其旋转，但输出座圈两者都联接到输出齿轮24上。

在第一环形腔36中提供了第一组滚轮40a,b,c(为了简单起见，图2中仅示出了其中一个滚轮)。在第二环形腔38中提供了第二组滚轮42a,b,c。各滚轮40,42在其相关的输入座圈和输出座圈的半环形凹入面上运行，且因此用于将驱动从一个座圈传递至另一个座圈。"牵引流体"的膜保持在滚轮与座圈之间来最大限度地减小接触面处的磨损，且依靠该膜中的剪切力来传送驱动。通常借助于液压促动器(未示出)来朝彼此偏压座圈，以便在接触面处提供能够这样传递驱动所需要的压力。

各滚轮40,42以允许其三个自由度的方式安装：(1)当由座圈驱动时，其能够围绕其自身轴线旋转；(2)其能够围绕可变耦合器轴22沿周向路径往复运动；以及(3)其能够围绕与滚轮轴线和可变耦合器轴线两者不平行的倾斜轴线45倾斜，从而改变滚轮的斜度。这在所示可变耦合器中通过将各滚轮以轴承连接在经由活塞杆46联接到活塞48上的相应托架44中来实现。活塞48收纳在气缸49中，以便形成液压促动器，用于利用沿其行进的周向方向的分量将受控的偏压力施加至滚轮。

要注意的是，倾斜轴线45不垂直于可变耦合器轴22，而是以一定的后倾角CA相对于垂直而言倾斜。滚轮通过在其上运转的座圈经受操纵效果，这趋于确保滚轮的运动和相邻座圈在其接触面处平行。这相当于说操纵效果趋于保持滚轮轴线与可变耦合器轴22的轴线相交。依靠后倾角CA，滚轮的倾斜可在滚轮沿其周向路径的运动之后恢复这种相交。结果，滚轮周向位置与其斜度之间就存在一定关系。当滚轮往复运动时，其也倾斜(围绕倾斜轴线45转向)。滚轮一致地运动来改变可变耦合器的传动比。当滚轮斜度改变时，它们在一个座圈上循迹的路径的半径减小，而在另一个座圈上循迹的路径的半径增大，从而改变两个座圈的相对速度且因此改变传动比。

现在考虑围绕可变耦合器轴22作用的扭矩。假定发动机驱动可变耦合器轴22且因此驱动输入座圈26,32，则将输入扭矩Tin施加至其上。滚轮由输入座圈26,32驱动，且继而又驱动输出座圈28,30，从而将输出扭矩Tout施加至其上。由座圈的效果围绕可变耦合器轴22沿周向路径推动各滚轮，而滚轮上的效果(其为在离轴的轴线有固定距离r处作用的力F)可表示为扭矩。为了将滚轮保持在适当位置，作用在各个上的扭矩F×r必须反作用至可变耦合器壳体。作用在所有的滚轮13上的扭矩的总和为总扭矩，必须通过可变耦合器的安装件来对总扭矩进行反作用，以便保持其不自旋，且其称为"反作用扭矩"。还要注意的是，反作用扭矩为可变耦合器的输入扭矩和输出扭矩的和：

Tin-Tout=反作用扭矩=F×r×滚轮数量

因此，反作用扭矩与力F成比例。在所示的可变耦合器中，作用在各滚轮上的力F经由对应的液压促动器48,49反作用至壳体，且所以等于由促动器施加的力。因此，通过控制促动器的力来直接地设置反作用扭矩。

在所示的实例中，使用了液压促动器48,49，各促动器接收作用在活塞48相对侧上的第一液压力和第二液压力，且第一液压力和第二液压力之间的差异确定可变耦合器的反作用扭矩。

通常假定变速器将设置成提供一定的传动比，且将相应地调整其自身的操作模式，这可称为“比控制”操作模式。由图2的可变耦合器列举的备选方案将设置变速器(具体是可变耦合器)来提供调节的扭矩，该方法称为"扭矩控制"。

如果调节的控制压力施加到所示的可变耦合器20上，则其将调节扭矩(具体是反作用扭矩)，且自动地调整其自身来适应随后的传动比的变化。图4旨在示出该原理。以高度简略的形式示出了可变耦合器20，仅示出了单对输入座圈26和输出座圈28和单个滚轮40。可变耦合器输入端经由传动装置联接到发动机上，且在该图中，传动装置和发动机简单地由方框50代表，其拥有惯性动量Je(由发动机、传动装置和可变耦合器自身的部分给出)。发动机在该惯性下施加发动机扭矩Te。可变耦合器输出端经由传动装置联接到输出轴上，且所以联接到从动车轮上。方框52代表称为可变耦合器输出的车辆惯性动量Jv(由传动装置、可变耦合器的部分和车辆自身的惯性造成)。作用于车辆的所有其它因素(除变速器输出扭矩之外)，如空气阻力、摩擦、(车辆上坡或下坡的)重力等，将导致车辆惯性Jv上的扭矩Tv。要回想的是反作用扭矩Tin+Tout由可变耦合器调节。由当前可变耦合器的比率来确定比率Tin/Tout。因此，Tin和Tout的值由可变耦合器的反作用扭矩和当前可变耦合器的比率来确定(忽略可变耦合器中的无效率)。在可变耦合器的输出端，净扭矩Tout-Tv可用于加速输出惯性动量Jv。如果该净扭矩为非零的，则输出速度将改变。也就是说，车辆将加速或减速。可变耦合器依靠其传动比的变化(由于滚轮的倾斜所造成的)和输出速度的变化来自动地适应该变化，且可变耦合器的比率将延续，直到达到平衡，在该平衡下，Tout等于Tv。原则上，同样将必要修正施加到可变耦合器的输入侧：在其输入端处由可变耦合器产生的发动机扭矩Te与扭矩Tin之间的任何不平衡将导致可变耦合器输入速度的变化，这趋于恢复平衡。然而，在自动地调整其输出扭矩来保持所选择的发动机速度的调速的柴油发动机的情况下，发动机自身可调整其扭矩Te来在可变耦合器输入端处实现大致恒定的速度。

可变耦合器和变速器的扭矩控制具有重要的优点。例如，扭矩受控的变速器当在遇到负载的增大时将自动地降档，同时在从动车轮处仍保持牵引效果。这对于如前方装载的操作是期望的(例如，挖掘机的铲斗推入材料中来收集材料，从而产生急剧的负载的增大)。

制造用于发动机和变速器的不基于微处理器的控制系统时所涉及的挑战包括以下：

a. 可变耦合器压差与可变耦合器的输入端或输出端处的扭矩之间的关系随可变耦合器的比率改变；

b. 可用的发动机扭矩随发动机速度改变。如下文将描述那样，重要的是控制系统可完全地加载发动机来实现高燃料效率。因此，必须根据发动机速度来调制最大可变耦合器反作用压力。

c. 农用车辆和建筑用车辆通常具有产生负载的辅助系统或外部系统(例如，对外部服务供能的液压泵)，其在不同类型的操作之间改变且还有义务在操作期间改变；

d. 当处于或接近满扭矩来操作发动机时，存在发动机过载且导致其失速的风险，例如，这由于辅助系统施加的负载而造成；

e. 如上文所述，所期望的是，完全加载发动机来实现高效率，也就是说，用以在大部分时间使发动机以其最高水平的扭矩运转。然而，如果发动机以最大扭矩运转，则管理发动机速度就变得成问题，因为在需要增大发动机速度时人们还不能增大发动机的扭矩。因此，需要一种用于控制发动机和变速器的协调方法。

f. 其中根据发动机速度来控制输入扭矩的简单的'开环'控制系统容易不准确且受许多类型的公差影响。另外，不可预测的辅助负载使该方法不可行。

发明内容

本发明旨在提供一种调节调速的发动机和相关扭矩受控的变速器的操作来实现良好的燃料效率的简单构件。

根据本发明的第一方面，存在一种用于车辆传动系的控制系统，车辆传动系具有设有调速器的发动机和结合可变耦合器的无级变速器，可变耦合器构造和布置成来调节可变耦合器的反作用扭矩，控制系统包括：

可由驾驶员移动来提供驾驶员输入的控制部分，

开环子系统，其用于将控制部分可操作地联接到调速器上来取决于驾驶员输入控制调速器的空载速度，

闭环子系统，其包括比较器，比较器接收源于驾驶员输入且对应于目标发动机速度的第一控制信号以及对应于发动机速度的第二控制信号，且其取决于第一控制信号和第二控制信号的比较来调整可变耦合器的反作用扭矩，从而导致变速器使发动机适当加载来实现目标发动机速度。

驾驶员习惯于通过加速踏板来控制车辆发动机，且作为优选控制部分采用踏板形式，但其可改为手操作的部分，如杆。

特别优选的是，目标发动机速度小于空载速度。还更优选的是，对于高于预定阈值的驾驶员输入，目标发动机速度以一定的裕度小于空载发动机速度，裕度在空载发动机速度的百分之2至百分之10的范围内。效果在于，至少在功率正从发动机传送至轮上时，调速器加载发动机以处于或接近其最大扭矩的水平，且所以保持其以高效率操作。

特别优选的是，开环子系统包括控制部分与调速器之间的物理联接件。该联接件可为机械的或液压的。因此，在此背景下，可省去电子装置。例如，可使用线缆或推杆联结件，但备选方案将为具有包含由控制部分移动的活塞的主缸和控制调速器的从动缸的液压系统。

特别优选的是，比较器为机械装置。"机械的"在这里和其它处应当理解为排除了电子装置，但应当理解为包括任何适当形式的物理机构，例如包括液压装置。特别优选的是，比较器采用阀的形式，阀布置成通过调制施加于其上的液压力来控制可变耦合器。

作为优选，第一控制信号采用施加到比较器上的力的形式，该系统包括用于将控制部分的位置转换成所述力的转换器机构。在一个这样的实施例中，所述机构包括弹簧，控制部分通过弹簧联接到比较器上。此外或作为备选，转换器机构可包括液压阀，根据控制部分的位置来调制液压阀的输出压力。

作为优选，第二控制信号也采用施加到比较器上的力的形式，该系统包括用于根据发动机速度调制所述力的调制装置。在一个这样的实施例中，调制装置包括螺线管，取决于发动机速度来调制螺线管的供电。在另一个这样的实施例中，调制装置包括由发动机操作的泵，以及用于根据泵流来调制液压力的装置。例如，所述装置可包括在来自于泵的流体流中的限制器。

作为优选，第一控制信号和第二控制信号在比较器机构的运动部分上相反地工作。

特别优选的是，比较器包括用于调制可变耦合器的控制压力的阀。作为优选，阀具有运动部分，如其阀芯或阀套，运动部分经受相反地工作的第一控制信号和第二控制信号。作为优选，取决于第一控制信号和第二控制信号中的哪个进行支配，阀用于将可变耦合器连接到排放装置或加压液压流体源上。

根据本发明的第二方面，存在一种用于车辆传动系的控制系统，车辆传动系具有设有调速器的发动机和结合可变耦合器的无级变速器，可变耦合器构造和布置成调节可变耦合器的反作用扭矩，该控制系统包括:

可由驾驶员移动来提供驾驶员输入的控制部分，

开环子系统，其用于将控制部分可操作地联接到调速器上来取决于驾驶员输入控制调速器的空载速度，

闭环子系统，其包括比较器，比较器接收源于驾驶员输入且对应于目标发动机速度的第一控制信号，以及对应于发动机速度的第二控制信号，且其取决于第一控制信号和第二控制信号的比较来调整可变耦合器的反作用扭矩，从而导致变速器使发动机适当加载来实现目标发动机速度。

附图说明

现将仅通过举例来参照附图描述本发明的具体实施例，在附图中：

图1为具有在水平轴线上的发动机速度和垂直轴线上的发动机扭矩的图表，在图表上指出了恒定发动机功率的线，以及还指出了针对特定柴油发动机的最佳控制线；

图2为沿径向方向看的可变耦合器的简化代表图；

图3为相同可变耦合器的简化透视图；

图4为结合可变耦合器的CVT的高度简略代表图；

图5为体现本发明的第一动力系控制系统的简略代表图；

图6为体现本发明的第二动力系控制系统的简略代表图；

图7为图6的回路中发现的限制器装置中的压降对流速的图表；

图8为体现本发明的第三动力系控制系统的简略代表图；

图9示出了可结合到图8的控制系统中的阻尼器装置；

图10示出了图9的阻尼器装置的发展方案（development）；

图11为体现本发明的第四动力系控制系统的简略代表图；

图12为体现本发明的第五动力系控制系统的简略代表图；

图13为体现本发明的第六动力系控制系统的简略代表图，该控制系统向驾驶员提供"扭矩控制"和"比控制"之间的选择；以及

图14为体现本发明的第七动力系控制系统的简略代表图。

具体实施方式

再看图1，最佳控制线14的形式很复杂。设计以沿此线操作的非电子系统将是有挑战性的。然而，将应观察到的是，在高于大约1500rpm的发动机速度下，最佳控制线与代表发动机可提供的最大扭矩的线15较大地重合。下文将描述的本发明的实施例旨在在所有发动机速度下处于或接近于最大扭矩线来操作发动机。在低于1500rpm的速度下，偏离最佳控制线造成的燃料消耗方面的损失很小。通过图示，考虑30kW的轮廓线17。如果操作点为1300rpm(在最大扭矩线上)而非1475rpm(在最佳控制线上)，则具体燃料消耗证明为仅高0.9%。

发动机调速器通常接收控制输入，该控制输入确定"空载速度"，(如果没有负载作用于其上，则发动机将在调速器的控制下以其运转的速度)。加载发动机使其减慢，且调速器检测实际发动机速度与空载发动机速度之间的差异，且调整发动机燃料供应来减小该差异。因此，发动机燃料供应随实际发动机速度与空载发动机速度之间的差异变化。调速器具有特征曲线，特征曲线通常具有4%至7%的斜率。也就是说，调速器将调整发动机来给定最大燃料供应，且如果实际速度比空载速度小4%至7%，则因此给定最大扭矩。因此，通过该裕度加载发动机来充分地减慢发动机确保了发动机以最大扭矩操作。这仅可在功率从发动机流至从动车轮时实现，当车辆在超限（overrun）(发动机制动)和功率沿相反方向流动时，变速器(如果人们忽略惯性效果和摩擦)不能够加载发动机。

即使发动机没有以最大扭矩操作，在本发明中使用的调速器也允许发动机速度随发动机负载略微改变。原则上，其可为机械装置，或其可为电子装置。现代电子控制器通常使用"PID"(比例/积分/微分)逻辑。然而要注意的是，在本实施例中使用的调速器具有成比例的方面(其根据实际发动机速度与空载发动机速度之间的差异来控制发动机燃料供应)，但其没有积分方面，其中效果将为实际发动机速度在一定时间内与空载发动机速度匹配。

下文将描述的本发明的实施例具有：

(a)驾驶员控制件，如踏板，驾驶员通过踏板来提供控制输入；

(b)用于基于驾驶员的控制输入来设置调速器的空载速度的开环子系统；以及

(c)用于基于发动机速度调整可变耦合器来加载发动机以实现目标发动机速度的闭环子系统。闭环子系统具有比较器，比较器接收代表目标发动机速度的第一控制信号和代表实际发动机速度的第二控制信号，且用于基于该比较来调整可变耦合器的反作用扭矩。

为了控制车辆，驾驶员需要控制从动车轮处的扭矩。然而，要注意的是(忽略惯性效果和摩擦)，轮扭矩等于发动机上的负载(扭矩)乘以传动比。刚刚描述的系统以受控的方式调节发动机负载，且所以也相应地调节轮扭矩。

图5示意性地示出了这样的系统的实施方式。这里，可变耦合器的滚轮由单个滚轮40代表，如图2和图3中的那样，单个滚轮40由气缸49中的活塞48经受受控力。活塞48是双作用的，也就是说，活塞48经受两侧上的相反的液压力，且这些液压力经由管线S1和S2供送。管线S1和S2中的相反的压力之间的差异以上文所述的方式确定滚轮上的力，且因此确定可变耦合器的反作用扭矩。在该实施例中，驾驶员控制件形成为踏板504。

现在将阐述闭环子系统。其包括压力控制阀502，压力控制阀502形成上述比较器，且其分别接收对应于驾驶员输入的第一控制信号和对应于发动机速度的第二控制信号。

踏板位置确定第一控制信号，在该实施例中，第一控制信号采用从需求阀506输出的第一控制压力的形式。第一控制压力对应于踏板位置(且更具体而言是为踏板位置的单调递增函数或还更具体而言是与踏板位置成比例)。存在多种方式使得这可以以多种方式来执行，但在所示的实例中，踏板经由弹簧510联接到需求阀的阀芯上，以便与踏板位置成比例的力沿一个方向(附图中向左边)施加到阀芯上。需求阀506的输出压力经由引导通路512反馈至阀芯的另一端来沿相反方向(附图中向右边)施加力，该力与输出压力成比例。阀调整其自身输出压力来使两个力平衡，从而导致输出压力以所需要的方式随踏板位置改变。

第二控制信号对应于发动机速度(且更具体而言是发动机速度的单调递增函数或还更具体而言是与发动机速度成比例)。这可以以许多方式实现，但在本实施例中，第二控制信号由电动机械装置提供。根据发动机速度(例如，来自于发动机速度传感器)调制的脉冲串由电路514转换成电压信号。在来自于速度传感器的脉冲串的情况下，这涉及频率至电压的转换，这可由简单的模拟电路执行。电压信号施加到螺线管516上。另一可能的实施例使用施加至螺线管516的发动机的发电机的输出来形成第二控制信号。

第一控制信号和第二控制信号由压力控制阀502比较，压力控制阀502根据比较结果来调制管线S1和S2中的压力，且因此调制可变耦合器的反作用扭矩。更具体而言，第一控制压力沿一个方向作用在压力控制阀502的阀芯518上。螺线管516沿相反的方向作用在阀芯518上。压力控制阀502取决于哪个进行支配：(a)施加泵压力至S1；(b)施加泵压力至S2；或(c)如果两个信号平衡，则将S1和S2两者与泵508隔离。

第一控制信号对应于目标发动机速度。如果发动机速度超过该目标，则第二控制信号进行支配，且压力控制阀502将泵压力施加至S2，同时使S1排放，从而导致可变耦合器产生增大的反作用扭矩，且因此产生较大的发动机负载，从而减小发动机速度。如果发动机速度降低至该目标发动机速度以下，则第一控制信号进行支配，且压力控制阀502将泵压力施加至S1，同时使S2排放。减小可变耦合器的反作用扭矩和发动机负载，从而使发动机能够加速。

如上所述，开环子系统控制施加于发动机调速器的空载发动机速度需求。在所示的实例中，这简单地借助于踏板504与调速器520的控制输入端之间的线缆511或其它机械联接件实现，以便踏板位置可确定空载发动机速度。空载发动机速度随踏板位置变化(且更具体而言是踏板位置的单调递增函数或还更具体而言是与踏板位置成比例)。

系统构造和/调整为以便至少只要驾驶员控制输入意味着从动车轮处的针对扭矩的需求，则闭环子系统的目标发动机速度低于开环子系统设置的空载发动机速度，以便变速器加载发动机。此外，目标发动机速度与空载发动机速度之间的差异选择为具有与调速器摆差(run-out)类似的大小(通常为发动机速度的4%至7%)，以便确保发动机无论何时尽可能以最大扭矩运转。

现在将考虑一些系统的操作方案。

当并未压下踏板时，空载发动机速度设置在较低的怠速。没有压力经由S1和S2施加至可变耦合器，且没有产生反作用扭矩。

现在假定车辆在稳态状态中以恒定踏板位置和从动车轮处的正扭矩运动，发动机在最大扭矩线上运转(即，最大的燃料供应，以便在此分析中燃料供应可考虑为是恒定的)。假定在车辆遇到向上的倾斜时，增大的负载施加到车轮上。已在最大扭矩下操作的发动机不能维持其速度，因此其速度开始下降。第一控制信号由于恒定的踏板位置而保持恒定。然而，代表发动机速度的第二控制信号随发动机速度减小。压力控制阀502将压力施加至管线S1且使管线S2排放，减小了反作用扭矩且使发动机卸载，从而允许发动机回到目标速度。轮扭矩对应地减小，且车辆可能减慢。可变耦合器自动地调整至其输入速度和输出速度所产生的变化，从而根据减小的车辆速度来减小传动比。尽管发动机在最大扭矩下操作，但因此可在没有由使其过载而使发动机失速的风险的情况下自动地适应这样增大的负载。

现在考虑从稳态操作状态开始时所发生的情况（what happens），驾驶员通过压下踏板504来改变控制输入，这意味着更多功率将输送至车轮。调速器520的空载速度设置增大，且发动机燃料供应/扭矩对应地增大(除非发动机已在最大扭矩下操作)。目标发动机速度也将增大，意思是发动机速度低于目标值且如果立即进行调整，则闭环子系统将趋于减小发动机负载。因此，可快速地增大发动机速度，这是所期望的，以便提供增大的发动机功率。然而，发动机的该卸载将导致轮扭矩的瞬时减小，这与压下踏板时驾驶员所期待的相反。在此情况下，过大功率将用于加速发动机，留下的功率太小而不能维持轮扭矩。这个问题对于其它类型的自动变速器而言是公知的，其中响应于驾驶员的针对功率的突然需求的"踩下"最初可导致轮扭矩/车辆加速度的减小，而非驾驶员所需要的增大。

为了调节这种瞬时事件，图5的系统结合有用于控制第一控制信号的变化率的装置。在所示的实施例中，这采用了来自需求阀506的输出端中的限制器522的形式。限制器限制可由给定的(上游)压力产生的流速。在该实施例中，限制器包括相关液压管线中的尖缘孔口。尖缘孔口的流动/压力特征很大程度上不随流体粘性变化，以便限制器的流动/压力特征不论液压流体是热还是冷都大致相同。这些构件在一起限制第一控制信号的变化率。

该效果在于调节发动机速度的变化率。因此，即使在如快速压下踏板的瞬时事件期间，未用于加速发动机的剩余发动机扭矩也可用于在从动车轮处产生扭矩。可通过检查发动机扭矩特征和选择要用于加速发动机的发动机扭矩的最大比例来形成所需要的"减慢速率"。回头参看图1，将观察到的是，可用的扭矩不会在发动机速度范围中的任何点处下降至160Nm以下。如果决定使用该图的最多50%(80Nm)来用于加速发动机，且假定发动机/飞轮/可变耦合器的输入惯性动量Je为1kgm²，则获得大约760rpm/s的最大发动机加速度，这意思是可在仅两秒期间内实现从怠速至最大发动机速度，认为这是可接受的。

现在将阐述图5中的回路的其它方面。

多赢（higher wins）阀装置526连接在液压管线S1和S2之间，且用于将S1/S2管线压力中的较高压力的施加到"端负载"促动器528上。这部分在附图中仅示意性地代表，且在本领域中是公知的。端负载促动器用于偏压可变耦合器座圈26,28,30,32来与滚轮40,42(参看图2和图3)接合，以便提供滚轮/座圈牵引，且利用力来这样做，该力与可变耦合器的反作用扭矩以一致方式改变。

在该实施例中，使用主调节阀530来调节来自于泵508的压力。 主调节阀将S1/S2管线压力(来自于多赢阀装置526的输出端)中的较高压力的与泵输出端处的压力相比较，依靠弹簧532来衡量该比较，且所以保持泵输出压力，泵输出压力随控制可变耦合器所需要的压力改变且总是大于控制可变耦合器所需要的压力。排出过多的泵压力。该装置很适于结合排量型泵使用，否则其可能产生过多的压力和/或是低效的。由减压阀533对来自泵508的最大压力施加了限制。

图5的系统结合了液压"端部止挡件"来防止可变耦合器的滚轮40,42沿任一方向运动太远(否则，其可导致故障，例如，由于滚轮40,42退出座圈26,28,30,32造成)。杆538联接到活塞48上，且可由活塞48移动，且如果沿任一方向运动足够远，则开启两个端部止挡阀540,542中的其中一个止挡阀，以便将泵压力施加到压力控制阀502的阀芯的对应端部上。因此，完全的泵压力施加到活塞48上来防止其运动超过端部止挡位置。

图6代表控制系统，控制系统在许多方面类似于图5的控制系统。将不会再描述两个系统中相同的元件。两个系统之间的差异在于其中产生代表发动机速度的第二控制信号的方式。然而，这由图5的系统中的电气装置或电子装置产生，但如现在将阐述的那样，图6中的系统使用液压装置用于该目的。

泵608由车辆发动机(未示出)驱动，且提供流体流，流体流对应于(且更具体是发动机速度的单调递增函数或还更具体而言是与发动机速度成比例)发动机速度。将使用感测装置650将流速转换成压力，下文将考虑感测装置650的细节，但在本质上，感测装置650接收来自于泵的流，且在其上游侧与下游侧之间产生压降，该压降对应于流速(且更具体而言是流速的单调递增函数或还更具体而言是与流速成比例)。因此，感测装置650的上游侧与下游侧之间的压差代表了发动机速度。原则上，这两个压力可施加到压力控制阀502的阀芯的相对端部上，但在所示的回路中，为了构造方便，它们改为施加到反馈阀652的相对输入端上，反馈阀652的输出等于所述压差，且因此形成第二控制信号。

发动机速度与形成第二控制信号的液压力之间应当存在精确线性关系并不是必需的，而是期望近似于线性关系。另外，所期望的是该关系不应当随流体粘性过大地改变，因为粘性可在系统变热时急剧地改变。如上文所述，尖缘孔口形式的限制件有利的是其不管粘性的变化如何都在给定的流下产生大致相同的压降。然而，在这样的限制中的压降随流速的变化远非线性的，压力更接近于流速的平方。一个备选方案将为使用旨在保持层流(例如，细长的窄通路)的限制件，但同时这产生了更为线性的压力/流特征，发现压降随粘性且因此随温度急剧改变。图6的系统中采用的解决方案在于使用至少两个平行的尺寸不同的孔口。所示的实例具有分别提供用于贯流（through-flow）的路线的三个孔口654,656,658。孔口654是最小的且通常是开启的。孔口656较大，且只在相关的止回阀656a经受到足以开启的压力时才可能会穿过它流动。还有，孔口658更大，且其相关的止回阀658a在高于阀656a的更大压力下开启。图7中代表了所产生的压力/流特征。使用了具有四个孔口的而非图6中的三个孔口的系统来对此模拟。点A,B和C对应于止回阀开启处的流速。虚线代表理想的线性特征，且可看到实际特征与其近似。

图8代表控制系统，该控制系统在许多方面类似于图6中的控制系统。将不会再描述两个系统中相同的元件。它们之间的差异在于其中产生代表驾驶员需求的第一控制信号的方式。需求阀506已经省去，且在其位置上在踏板804与压力控制阀802之间为机械联接，以便代表踏板位置的力施加到压力控制阀上。在所示的实例中，踏板与阀芯之间的转换器弹簧860将踏板位置转换成力，该力为第一控制信号。

这有利的是，其减少了液压回路的阀数量。然而，需求阀506便于调节驾驶员发起的瞬时事件，如快速压下踏板。相同方式的调节在图8的回路中是不可能的。因此，需要备选方式来调节对这些瞬时事件的响应。

一个选择将在于抑制压力控制阀802的响应，以便调节其对第一控制信号的变化的反应速度。然而，如果在所有状态下都高度地抑制阀的响应，则会削弱车辆的"驾驶性"。

另一选择在于抑制形成第一控制信号的力的变化。在图9中，液压阻尼器900用于该目的，踏板804经由转换器弹簧902联接到阻尼器的一侧上，且阻尼器的另一侧经由联接弹簧904联接到压力控制阀802上。阻尼器示意性地由具有限制通路910的活塞906/气缸908组件代表，限制通路910用于流体从活塞一侧流至另一侧。踏板804的快速运动产生了活塞906的较慢运动，且因此产生第一控制信号的调节后的变化。

图10代表图9的装置的发展方案，其中压下踏板(代表驾驶员增大功率的需要)比升起踏板（代表驾驶员减小功率的需要）的阻尼率更高。这具有的效果在于改变驱动与超限状态之间的瞬时可变耦合器的反作用扭矩(且因此改变发动机加速率和轮扭矩)，这在发动机超限扭矩远低于发动机驱动扭矩，尤其是在较低发动机速度时是所期望的。潜在地还能改善驾驶性，驾驶员在他/她升起踏板时期待轮扭矩快速下降。通过提供用于流体流从阻尼活塞1006的一侧流至另一侧的第二通路1012，在所示实例中实现了不对称的阻尼，第二通路由单向阀1014控制。

图11代表在许多方面与图8中的控制系统类似的控制系统。将不会再描述两个系统中相同的元件。差异在于提供了第二泵(反馈泵1162)，其目的只在于提供与发动机速度成比例的流速。这涉及一些附加的构造复杂性，但反馈泵1162可为低压装置，且可与感测装置1150一起放置于公共壳体中。在该实施例中，由于感测装置1150使储槽1164排放，即，其下游侧处于大气压力，则不需要考虑该下游压力。感测组件1150的上游压力形成第二控制信号，且直接地施加到压力控制阀1102上。

在另一实施例(未示出)中，借助于液压调速器或机械调速器来提供第二控制信号。在电子控制的到来使其变得多余的之前，液压调速器在自动齿轮箱上是常见的。

图12代表在许多方面与图11中的控制系统类似的控制系统。将不会再描述两个系统中相同的元件。这里，第二泵1262不但提供第二控制信号，而且还提供用于经由管线1200传送的一部分润滑流体。感测装置1250的上游压力和下游压力供送至压力控制阀1202的相对侧。由于机械地施加第一控制信号，因此压力控制阀不需要具有两个引导室（pilot chamber）。

图13代表在许多方面与图8中的控制系统类似的控制系统。将不会再描述两个系统中相同的元件。图13的系统向驾驶员提供了便利以选择：(a)其中传动比的变化由系统自动管理的"扭矩控制"模式和(b)其中驾驶员控制传动比的"比控制"模式。

使用已经描述的系统的一部分来提供扭矩控制模式。在比控制模式中，驾驶员通过在该实施例中形成为比控制杆1370的比控制部分来控制传动比。比较器机构将(a)可变耦合器的活塞/滚轮位置与(b)控制杆位置相比较，且基于该比较来指出压力控制阀502的状态。在所示的实例中，比较器为机械的。其包括围绕活动支轴1374可枢转的比较器条1372。控制杆1370作用在支轴的一侧上的比较器条1372上。针对可变耦合器的活塞48的反馈联接件1376将比较器条定位在支轴的另一侧上。在所示的实例中，反馈联接件为引向活塞48的线缆，但也可采用其它装置：液压的、机械的或其它的装置。支轴可操作地联接到压力控制阀1352的阀芯上。在所示的实例中，这穿过了推杆1378。为了认识到该机构的操作，假定(从初始平衡状态)比控制杆1370运动至左侧。由于比控制杆围绕固定枢轴1380枢转，因此其使比较器条1372的上端向右运动。支轴1374、推杆1378和压力控制阀1352的阀芯同样向右运动，导致压力控制阀1352将泵压力施加到管线S2上，从而向右推动活塞1348和可变耦合器的滚轮。所产生的滚轮运动产生可变耦合器的比率的增大，且将延续直到比控制杆的初始运动由滚轮运动抵消，从而允许压力控制阀返回其中间位置。

该装置在活塞位置上执行闭环控制，从而将活塞运动至由比控制杆指出的位置。由于活塞位置指出可变耦合器的比率，因此该效果在于使用比控制杆1370来将比率调整至由驾驶员设置的值。

发现在该装置中，需要预载联结件来承受后冲，否则后冲会削弱控制。当从扭矩控制模式切换至比控制模式时，推杆1378需要施加到压力控制阀1352的阀芯上。作用在压力控制阀1352的阀芯上的现有弹簧1382可用于该目的。中心上机构(未示出)可用于接合推杆1378和预载弹簧1382两者，且例如接合推杆可通过移动枢轴1380来实现。 接合推杆1378将趋于导致变速器降档，认为这是所期望的，且使得能够在“动态（on the fly）”下接合比控制模式。

图14代表控制系统的另一版本，该系统已向驾驶员提供来使从动轮处的扭矩方向反向，不但为了反向驱动车辆，而且为了提供发动机制动，即，来使传动系统能够用于减慢车辆。

如某些前述实施例中的那样，使用由发动机驱动的泵1408和孔口1456，发动机速度感测系统1450提供了压力，该压力随压力控制阀1402的一侧上的发动机速度变化。踏板1404经由弹簧1410将变化的力施加到压力控制阀1402的相对侧上。如前文那样，压力控制阀1402控制将压力施加到可变耦合器的活塞48上，所需要的流体压力由泵1409和调节阀1430的布置产生。

图14中所示的实施例与先前的实施例的不同之处在于具有连接在泵1409与压力控制阀1402之间的方向控制阀1480。方向控制阀1480能够交换压力控制阀1402的输入，使得由可变耦合器的活塞48施加的力的方向反向，且因此使从动轮处的扭矩的方向反向。

本文所示的控制系统可结合一种类型的变速器使用，这种类型的变速器允许仅通过调整可变耦合器的比率来提供前进、后退和"空挡"。这种变速器是公知的，且例如，在Torotrak的专利申请GB2410302和WO94/16244中将发现许多细节。图14的控制系统允许这种变速器在前进和后退中受控。驾驶员使用控制部分1482(在所示实施例中具体为杆)来选择从动轮处的驱动扭矩的方向，控制部分1482控制方向控制阀1480的状态。从静态发车，控制部分1482的一个位置将导致车辆向前行进，而另一个位置将导致其向后行进。例如，如果车辆向前行进且驾驶员通过控制部分1482选择反向轮扭矩，则该效果将在于施加反向扭矩到车轮处，从而导致车辆首先减慢来使车辆停止，且然后导致车辆向后运动。

如刚刚描述的实例中那样，当变速器用于提供"发动机制动"时，也就是说，轮扭矩的方向与轮旋转的方向相反，则前述控制系统可允许发动机速度非所期望地上升，因为由控制阀1402施加压力至活塞48导致发动机速度上升而非下降。为了解决发动机制动期间这种潜在的非稳定情况，超速控制阀1484用于设置升高的发动机速度，该速度高于调速器的空载设置点。超速控制阀1484与压力控制阀1402的类似之处在于其接收相反信号，相反信号代表：(1)发动机速度(在图14中，其接收来自于发动机速度感测系统1450的输出压力)，以及(2)驾驶员控制的位置(经由弹簧1486作用的踏板1404，弹簧1486将踏板位置转换成力信号)。依靠作用于阀芯上的弹簧1490来衡量超速控制阀1484的这两个输入的比较。如果发动机速度信号进行支配(指出过大的发动机速度)，则超速控制阀1402减小可变耦合器的反作用力。在所示的实施例中，这通过瞬时连接通向可变耦合器的相对侧的供送管线S1和S2来实现，从而允许穿过可变耦合器的活塞48的压差减小。因此，还减小了可变耦合器的反作用扭矩。当踏板信号进行支配时(指出发动机速度正确或太慢)，则超速控制阀1484关闭。

该效果在于，如果发动机速度以所选的裕度超过空载速度，则减小可变耦合器的反作用扭矩(且因此减小轮扭矩)。在使用控制部分1482"往复运动"时，该系统利用增大踏板促动来向驾驶员提供了适当上升的发动机速度。

当发动机驱动轮(即，不提供发动机制动)时，超速控制阀1402自动地关闭，且可变耦合器如上文所述那样由压力控制阀1402控制。

在提供"空挡"(其中变速器提供无限减速以便车辆的从动轮可变得停止而不会与发动机脱离的状态)的变速器中，就需要制定一些规定来确保不会响应于驾驶员输入来产生过大的轮扭矩。在极低的传动比下，足以减慢发动机来加载发动机可在车轮处产生意外的较大扭矩，对驾驶员而言这可能会慌乱不安。在一个实施例中，将速度感测系统的输出(其可为液压系统如图14中的1450或电气系统如图5中的514)联接到驾驶员控制件(踏板)1404上来克服这个问题。代表发动机速度的信号减小，直到驾驶员移动控制件1404来清楚地指出轮扭矩的需求(例如，直到踏板被压下其行程的10%)。在空挡处产生的零轮扭矩(或作为备选，仅产生较小的预定打滑扭矩)，直到给定该正驾驶员输入。

Claims (22)

1.一种用于车辆传动系的控制系统，所述车辆传动系具有设有调速器的发动机和结合可变耦合器的无级变速器，所述可变耦合器构造和布置成用以调节可变耦合器的反作用扭矩，所述控制系统包括：

可由驾驶员移动来提供驾驶员输入的控制部分；

开环子系统，其用于将所述控制部分可操作地联接到所述调速器上来取决于所述驾驶员输入控制所述调速器的空转速度；

闭环子系统，其包括比较器，所述比较器接收源于所述驾驶员输入且对应于目标发动机速度的第一控制信号和对应于发动机速度的第二控制信号，且所述比较器取决于所述第一控制信号和所述第二控制信号的比较来调整可变耦合器的反作用扭矩，从而导致所述变速器适当地加载所述发动机来实现所述目标发动机速度。

2.根据权利要求1所述的控制系统，其特征在于，所述目标发动机速度小于空载速度。

3.根据权利要求2所述的控制系统，其特征在于，对于高于预定阈值的驾驶员输入，所述目标发动机速度以一定的裕度小于所述空载发动机速度，所述裕度在所述空载发动机速度的百分之2至百分之10的范围内。

4.根据权利要求1所述的控制系统，其特征在于，所述控制系统还包括方向控制装置，所述方向控制装置用于使可变耦合器的反作用扭矩的方向反向来使所述传动系能够提供发动机制动。

5.根据权利要求1所述的控制系统，其特征在于，所述控制系统还包括超速防止装置，所述超速防止装置在发动机制动期间防止过大的发动机速度增加。

6.根据权利要求1所述的控制系统，其特征在于，至少在功率从所述发动机传送至车辆轮时，所述调速器加载所述发动机以处于或接近其最大扭矩的水平，且因此保持发动机以高效率操作。

7.根据权利要求1所述的控制系统，其特征在于，所述开环子系统包括所述控制部分与所述调速器之间的物理联接件。

8.根据权利要求7所述的控制系统，其特征在于，所述物理联接件包括杆联结件或线缆联结件。

9.根据权利要求1所述的控制系统，其特征在于，所述第一控制信号采用施加至所述比较器的第一力的形式，所述系统包括用于将所述控制部分的位置转换成所述第一力的转换器机构。

10.根据权利要求9所述的控制系统，其特征在于，所述转换器机构包括弹簧，所述控制部分经由所述弹簧联接到所述比较器上。

11.根据权利要求9所述的控制系统，其特征在于，所述转换器机构包括布置成用以根据所述控制部分的位置来调制其自身输出压力的转换器阀。

12.根据权利要求1所述的控制系统，其特征在于，所述第二控制信号也采用施加到所述比较器上的力的形式，所述系统包括用于根据发动机速度调制所述力的调制装置。

13.根据权利要求12所述的控制系统，其特征在于，所述调制装置包括螺线管，所述螺线管的供电取决于发动机速度来调制。

14.根据权利要求12所述的控制系统，其特征在于，所述调制装置包括由所述发动机操作的泵和用于根据泵流来调制液压力的装置。

15.根据权利要求14所述的控制系统，其特征在于，用于调制液压力的所述装置包括来自于所述泵的流体流中的限制器，以便穿过所述限制器的压力变化取决于所述流体流的速率。

16.根据权利要求1所述的控制系统，其特征在于，所述比较器为机械装置。

17.根据权利要求16所述的控制系统，其特征在于，所述第一控制信号和所述第二控制信号在所述比较器机构的运动部分上相反地工作。

18.根据权利要求1所述的控制系统，其特征在于，所述比较器包括用于调制可变耦合器的控制压力的比较器阀。

19.根据权利要求18所述的控制系统，其特征在于，所述比较器阀具有运动部分，所述运动部分经受相反地工作的所述第一控制信号和所述第二控制信号，且其取决于所述第一控制信号和所述第二控制信号中的哪个进行支配来用于将所述可变耦合器连接到排放装置或加压液压流体源上。

20.根据权利要求1所述的控制系统，其特征在于，所述控制系统包括用于调节所述第一控制信号的变化率的调节装置。

21.根据权利要求20所述的控制系统，其特征在于，所述调节装置用于限制所述第一控制信号的变化率。

22.根据权利要求20或权利要求21所述的控制系统，其特征在于，所述调节装置包括液压限制器。