CN106574711A - 用于驱动装置的控制装置和控制方法 - Google Patents

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Abstract

公开一种用于驱动装置的控制装置和控制方法。一种用于驱动装置的控制装置，所述驱动装置包括变速器和液压产生装置。液压产生装置包括油泵和第一机构。第一机构被构造为减小与油泵连接的油路的液压。控制装置包括电子控制单元(ECU)。ECU被配置为在车辆正在预定行驶状态下行驶时，当发动机以第一转速被驱动时的燃料消耗量与在预定行驶状态下的燃料消耗量相比更少的情况下，将发动机转速控制为第一转速并且通过变速来保持车速，所述第一转速是所述液压减小所处的转速，所述预定行驶状态是所述液压没有减小的行驶状态。

Description

用于驱动装置的控制装置和控制方法
技术领域
本发明涉及一种用于驱动装置的控制装置和控制方法。
背景技术
已知一种由发动机驱动的机械油泵。在该油泵中，排油量与发动机的转速的增加成比例地增加。公开号为2012-17802(JP 2012-17802A)的日本专利申请公开了一种油泵，其中形成有两个口(即高压口和低压口)。在JP2012-17802A中，公开了一种液压产生装置。在该液压产生装置中，当发动机转速达到给定的转速以上时，变速器的耗油量被设定为由来自高压口的液压满足，并且低压口的液压被切换到低液压。以这种方式，可以减小油泵的泵驱动转矩。
例如，在具有变速器的驱动装置中，基于预先设定的变速图来控制发动机转速，其中由变速器基于该变速图来实行变速。例如，在这样的驱动装置中，变速图被设定为以便降低发动机转速从而提高燃油经济性。
发明内容
在如JP2012-17802A的油泵的泵驱动转矩在低发动机转速下增大并且泵驱动转矩在高发动机转速下减小的结构的情况下，即使发动机转速仅保持在低旋转，油泵的泵驱动转矩也仍然大。结果，燃料经济性可能恶化。
本发明提供一种用于驱动装置的液压控制装置和控制方法，通过该液压控制装置和控制方法提高燃料经济性。该驱动装置包括由发动机驱动并且当发动机转速变为高旋转时减小油泵的泵驱动转矩的液压产生装置。
本发明的第一方案是一种用于驱动装置的控制装置，所述驱动装置包括变速器和液压产生装置，所述变速器被构造为改变发动机的转速，所述液压产生装置被构造为产生供给至所述变速器的液压，所述液压产生装置被构造为由所述发动机驱动，所述液压产生装置包括油泵和第一机构，所述油泵被构造为与所述发动机的发动机转速成比例地增加排油量，并且所述第一机构被构造为当所述排油量大于所述变速器的耗油流量时，减小与所述油泵的排出口连接的油路的液压。所述控制装置包括电子控制单元。所述电子控制单元被配置为在车辆正在预定的行驶状态下行驶时，当所述发动机以第一转速被驱动时的燃料消耗量与在所述预定行驶状态下的所述发动机的燃料消耗量相比更少的情况下，将所述发动机转速控制为所述第一转速并且不考虑发动机转速的控制而通过变速来保持车速，所述第一转速是所述油路的液压减小所处的发动机转速，所述预定行驶状态是所述油路的液压没有减小的行驶状态。
根据上述结构，当车辆正在油路的液压没有减小的行驶状态下行驶时，当所述发动机以所述油路的液压减小所处的转速被驱动的情况下的燃料消耗量与在上述行驶状态下的所述发动机的燃料消耗量相比更少时，所述发动机转速被控制为油路的液压减小所处的转速。因此，提高了燃料经济性。由于不考虑发动机转速的控制而保持车速，因此防止了车速由于发动机转速的控制而变化。
在上述控制装置中，所述电子控制单元可以被配置为计算燃料消耗增加量和燃料消耗减少量，所述燃料消耗增加量是当所述发动机转速增加到所述第一转速时的燃料的增加量，并且所述燃料消耗减少量是当所述发动机转速增加到所述第一转速时由所述油泵的泵驱动转矩减小引起的燃料的减少量。所述电子控制单元可以被配置为当所述燃料消耗减少量大于所述燃料消耗增加量时，判定当所述发动机以第一转速被驱动时的所述燃料消耗量与在所述预定行驶状态下的所述发动机的所述燃料消耗量相比更少。
在上述控制装置中，电子控制单元可以被配置为计算第一转速。因此，能够计算出油路的液压减小所处的转速。
在上述控制装置中，所述油泵可以包括第一吸入口、第二吸入口、第一排出口和第二排出口。所述第一排出口可以被构造为排出从所述第一吸入口吸入的液压油。所述第二排出口可以被构造为排出从所述第二吸入口吸入的液压油。所述油路可以与所述第二排出口连接。当所述发动机转速达到所述第一转速时，所述第二吸入口和所述第二排出口可以彼此连通。当第二吸入口和第二排出口彼此连通时，液压油在第二吸入口和第二排出口之间循环。所以，油泵的负荷减小，并且泵驱动转矩因此减小。
在上述控制装置中，电子控制单元可以被配置为基于所述变速器的耗油量与所述油泵的排油量之间的流量平衡来计算所述第一转速。因此，能够基于变速器的耗油量和油泵的排油量之间的流量平衡，准确地计算出油路的液压减小所处的转速。
在上述控制装置中，电子控制单元可以被配置为基于预先获得并存储的关系映射图表来计算所述第一转速。因此，可以在减小计算负荷的同时获得油路的液压减小所处的转速。
此外，优选地，设置学习控制部，其在车辆停止时学习发动机转速和油路的液压之间的关系。因此，基于由学习控制部学习的发动机转速和油路的液压之间的关系，能够修正用于获得油路的液压减小所处的转速的关系映射图表。考虑到车辆的个体差异和老化劣化，关系映射图表被修正为最佳值。因此，进一步提高了燃料经济性。
本发明的第二方案是一种用于驱动装置的控制方法，所述驱动装置包括变速器和液压产生装置。所述变速器被构造为改变发动机的转速。所述液压产生装置被构造为产生供给至所述变速器的液压。所述液压产生装置被构造为由所述发动机驱动。所述液压产生装置包括油泵和第一机构。所述油泵被构造为与所述发动机的发动机转速成比例地增加排油量。所述第一机构被构造为当所述排油量大于所述变速器的耗油流量时，减小与所述油泵的排出口相连接的油路的液压。所述控制方法包括：在车辆正在预定的行驶状态下行驶时，当所述发动机以第一转速被驱动时的燃料消耗量与在所述预定行驶状态下的所述发动机的燃料消耗量相比更少的情况下，控制所述发动机转速为所述第一转速并且不考虑所述发动机转速的控制通过变速来保持车速，所述第一转速是所述油路的液压减小所处的发动机转速，所述预定行驶状态是所述油路的液压没有减小的行驶状态。
附图说明
下面将参照附图对本发明的示例性实施例的特征、优点以及技术和工业意义进行描述，其中相同的标号表示相同的元件，且其中：
图1是说明根据本发明的示例的驱动装置的结构的骨架图；
图2是用于说明将液压供给至图1所示的转向换向器、无级变速器等的液压产生装置的基本结构的示意图；
图3是示出图2所示的油泵的泵盖被移除的状态的正面图；
图4是示出发动机转速、第一排出油路的液压以及第二排出油路的液压之间的关系的视图；
图5是说明控制图1所示的驱动装置的电子控制单元的输入输出系统，并且还说明由电子控制单元进行的控制操作的主要部分的功能框图；
图6是用于说明由图5所示的电子控制单元进行的控制操作的主要部分或用于进一步提高驱动装置的燃料经济性的控制操作的流程图；
图7是作为另一示例的说明由电子控制单元进行的控制操作的主要部分的功能框图；和
图8是根据上述示例的用于在给定的发动机转速下获得第二排出压力减小所处的发动机转速的增加量的关系映射图表的示例。
具体实施方式
下面参照附图对本发明的示例进行详细地说明。在下面的示例中，附图进行了适当地简化或修改，并且各部分的尺寸比、形状等不一定被正确地示出。
图1是说明应用了本发明的驱动装置10的结构的骨架图。驱动装置10是横置型自动变速器，并且有利地用于前置发动机前轮驱动(FF)车辆。在该示例中，车辆包括作为行驶用驱动源的发动机12。发动机12由内燃机构成。发动机12的输出通过发动机12的曲轴、作为流体式传动装置的变矩器14、转向换向器16、带式无级变速器(CVT)18和机械减速齿轮20被传递给差动齿轮机构22，接着分配给左右驱动轮24L、24R。无级变速器18改变发动机12的转速。无级变速器18是变速器的示例。
变矩器14设置在发动机12与驱动轮24之间的动力传递路径的中间。变矩器14包括与发动机12的曲轴连接的泵轮14p、通过与变矩器14的输出侧构件对应的涡轮轴34与转向换向器16连接的涡轮14t以及插入在泵轮14p和涡轮14t之间且通过单向离合器与非旋转构件相连接的导轮14s。变矩器14通过流体传递动力。在泵轮14p和涡轮14t之间设置有锁止离合器26。随着在锁止离合器26的接合侧油室和释放侧油室之间切换液压供给，锁止离合器26被接合(紧固)或被释放。随着泵轮14p和涡轮14t与锁止离合器26接合，泵轮14p和涡轮14t一体地旋转。这样，锁止离合器26选择性地将变矩器14的输入和输出(泵轮14p和涡轮14t)彼此直接连接。机械油泵28与泵轮14p连接。油泵28通过发动机12驱动和旋转，油泵28产生液压。由油泵28产生的液压用作用于控制无级变速器18的变速、产生带夹紧力、控制锁止离合器26的接合和释放以及将润滑油供给至每个部分的液压。泵轮14p通过曲轴与发动机12连接。因此，油泵28随着发动机12的旋转而被驱动，并且液压油的排出量(排油量)与发动机转速Ne成比例地增加。
转向换向器16主要由前进档离合器C1、倒档制动器B1和双小齿轮型行星齿轮16p构成。变矩器14的涡轮轴34与太阳轮16s一体地连接。无级变速器18的输入轴36与行星齿轮架16c一体地连接。行星齿轮架16c和太阳轮16s选择性地通过前进档离合器C1彼此连接。齿圈16r通过倒档制动器B1选择性地固定到壳体。前进档离合器C1和倒档制动器B1是间歇装置的示例。前进档离合器C1和倒档制动器B1都是通过液压致动器摩擦地接合的液压式摩擦接合装置。
一旦前进档离合器C1被接合且倒档制动器B1被释放，转向换向器16就一体地旋转，并且涡轮轴34因此直接与输入轴36连接。因此，建立(实现)了前进动力传递路径，且沿前进方向的驱动力被传递到无级变速器18侧。当倒档制动器B1被接合并且前进档离合器C1被释放时，转向换向器16建立后退动力传递路径。因此，输入轴36相对于涡轮轴34沿相反方向旋转，且沿后退方向的驱动力被传递到无级变速器18侧。当前进档离合器C1和倒档制动器B1都被释放时，转向换向器16变为动力传递被中断的空档状态(动力传递中断状态)。
无级变速器18设置有驱动侧带轮(主带轮)42、从动侧带轮(次级带轮)46和传动带48。主带轮42用作设置在输入轴36中的输入侧构件并且具有可变的有效直径。次级带轮46用作设置在输出轴44中的输出侧构件，并且具有可变的有效直径。传动带48围绕主带轮42和次级带轮46缠绕。动力通过主带轮42和次级带轮46与传动带48之间的摩擦力进行传递。
主带轮42包括固定转子42a、可动转子42b和驱动侧液压致动器(主带轮侧液压致动器)42c。固定转子42a固定到输入轴36上。可动转子42b被设置为不能相对于输入轴36绕轴线旋转，但能够沿轴向移动。驱动侧液压致动器42c是给予改变主带轮42和次级带轮46的V型槽的宽度的推力的液压致动器。次级带轮46包括固定转子46a、可动转子46b和从动侧液压致动器(次级带轮侧液压致动器)46c。固定转子46a固定到输出轴44上。可动转子46b被设置为不能相对于输出轴44绕轴线旋转，但能够沿轴向移动。当用于驱动侧液压致动器42c的液压油的供给流量和排出流量被液压控制回路控制时，所以主带轮42和次级带轮46的V型槽的宽度改变，且传动带48的缠绕直径(有效直径)因而被改变。这样，变速比γ(＝输入轴转速Nin/输出轴转速Nout)被连续地改变。液压控制回路对作为从动侧液压致动器46c的液压的带夹紧压力Pd的压力调节进行控制。因此，传动带48被控制为不打滑。
图2是说明供给液压至无级变速器18、转向换向器16等的液压产生装置50的基本结构的示意图。液压产生装置50包括油泵28、溢流型(relief-type)压力调节阀60和止回阀64。油泵28将液压油供给至耗油装置52。耗油装置52包括诸如各种待润滑的部件的消耗液压油的装置，包括变矩器14、转向换向器16的前进档离合器C1和倒档制动器B1以及无级变速器18的液压缸。压力调节阀60控制从油泵28向耗油装置52供给的液压油的液压，例如管路压力。
油泵28由叶片式油泵构成。油泵28随着发动机12被驱动而旋转和被驱动。油泵28具有第一吸入口70、第二吸入口72、第一排出口74和第二排出口76(双口油泵)。第一吸入口70和第二吸入口72是油泵28通过过滤器68吸入存储在油底壳66中的液压油的口。第一排出口74和第二排出口76是用于将吸入的液压油排出到泵外部的口。油泵28具有第一背压槽78。第一背压槽78供给背压以便在第一吸入口70和第一排出口74周围形成泵室。油泵28具有第二背压槽。第二背压槽供给背压以便在第二吸入口72和第二排出口76周围形成泵室。
压力调节阀60是溢流型压力调节阀，其通过使用从油泵28排出的液压作为源压来调节管路压力PL。管路压力PL是供给耗油装置52的源压。压力调节阀60包括阀体82、滑阀件84和弹簧86。滑阀件84装配到形成在阀体82内部的膛中使得滑阀件84能够沿轴向滑动。弹簧86沿阀关闭方向(图2中的向上方向)偏置滑阀件84。阀体82从图2中的纵向的顶端起依次具有第一输入口88、反馈口90以及第二输入口92，并且还类似地具有第一输出口94和第二输出口96。滑阀件84具有能够沿着阀体82的内周面在轴向上滑动的柱状挡圈(land)部。更详细地，滑阀件84从图2中的轴向的顶端起依次包括第一挡圈部84a、第二挡圈部84b、第三挡圈部84c和第四挡圈部84d。滑阀件84被构造为使得第一挡圈部84a和第二挡圈部84b的截面积小于第三挡圈部84c和第四挡圈部84d的截面积。这里，截面积处于与滑阀件84的轴向正交的平面上。因此，滑阀件84通过从反馈口90供给的液压，沿作为与弹簧86的偏置力相反的方向的阀打开方向被偏置，或者在图2中被向下偏置。在压力调节阀60中，当第二挡圈部84b和第四挡圈部84d由于从反馈口90输入的液压而在图2中向下滑动时，第一输入口88和第一输出口94彼此连通，并且第二输入口92和第二输出口96也彼此连通。
第一油路98通过过滤器68与油泵28的第一吸入口70和第二吸入口72相连接。因此，存储在油底壳66中的液压油通过第一油路98被吸入第一吸入口70和第二吸入口72。第一排出油路100与油泵28的第一排出口74以及压力调节阀60的第一输入口88和反馈口90连接，并且还与耗油装置52连接。因此，从第一排出口74排出的液压油通过第一排出油路100被泵送到耗油装置52(变矩器14、转向换向器16、无级变速器18等)和压力调节阀60。第二排出油路102与油泵28的第二排出口76和压力调节阀60的第二输入口92相连接。因此，从第二排出口76排出的液压油通过第二排出油路102从压力调节阀60排出。第二油路104允许液压油从第二排出油路102流向第一排出油路100。同时，第二油路104通过阻止液压油从第一排出油路100流向第二排出油路102的止回阀64将第一排出油路100和第二排出油路102彼此连接。当压力调节阀60在第一输入口88和第一输出口94之间打开时，第三油路106将第一排出油路100的液压油供给到例如第二压力调节阀(未示出)。当压力调节阀60在第二输入口92和第二输出口96之间打开时，第四油路108使第二排出油路102的液压油循环。第二排出油路102是本发明的油路以及与第二排出口连接的油路的示例。
图3是示出图2中的油泵28的泵盖被移除的状态的正面图。油泵28由壳体112、凸轮环114、侧板116、转子120、泵轴122和泵盖(未示出)构成。在壳体112中形成有大致柱形凹部110。凸轮环114具有大致圆柱形状，并被装配到凹部110中以使得凸轮环114不能相对于壳体112旋转。侧板116具有圆板形状。侧板116以侧板116的一个平面抵接在壳体112的凹部110的底壁面上并且另一个平面抵接在凸轮环114的大致圆形端面上的方式，被安装成存在于凹部110的底壁面和凸轮环114之间。转子120具有柱形状。转子120被容纳为使得转子120的外周面跨过小空间面向凸轮环114的内周凸轮面118，并且转子120的旋转方向上的一个端面能够在侧板116的另一个平面上滑动。泵轴122与转子120的旋转轴线同轴地固定到转子120上，并且被构造为根据发动机12的驱动沿顺时针方向旋转转子120。泵盖紧固到壳体112，以使得泵盖抵接在凸轮环114的大致圆形的另一端面上并且覆盖凹部110的开口从而能够在转子120的轴向的另一端面上滑动。
凸轮环114具有用作有大致椭圆形截面形状的内周面的内周凸轮面118。转子120包括多个狭缝124和多个叶片126。狭缝124在转子120的外周面的整个轴向长度上，从转子120径向上的中央部至转子120的外周面在圆周方向上以等角度间隔径向地形成。叶片126具有矩形平板形状，并且分别装配到狭缝124中。叶片126被压入狭缝124中，使得叶片126的位于转子120的圆周方向上的侧壁能够相对于狭缝124的相对内侧壁在转子120的径向上滑动，使得叶片126的轴向侧面分别与侧板116的另一端面和泵盖的内壁面滑动接触，并且使得叶片126的在径向外侧的另一端能够相对于凸轮环114的内周凸轮面118滑动。
当转子120被驱动而旋转时，叶片126通过来自第一背压槽78和第二背压槽80的背压相对于狭缝124的内侧壁向转子120的径向外侧推出，并且叶片126的径向外侧上的端面被压靠在凸轮环114的内周凸轮面118上。在该状态下，叶片126沿转子120的旋转方向相对于内周凸轮面118滑动。因此，多个泵室P由相邻叶片126的在周向上彼此面向的侧面、内周凸轮面118、转子120的外周面、侧板116的另一端面以及泵盖的内壁面限定。在泵室P中，由于内周凸轮面118具有大致椭圆形状，因此对于转子120的一次旋转，叶片126在狭缝124中沿转子120的径向往复运动两次。
在侧板116中，形成有一对夹着泵轴122的第一吸入口70和第二吸入口72。第一吸入口70和第二吸入口72与其容积根据转子120的旋转而增大的泵室P相连通。在侧板116中，形成有一对夹着泵轴122的第一排出口74和第二排出口76。第一排出口74和第二排出口76与其容积根据转子120的旋转而减小的泵室P相连通。第一排出口74相对于第一吸入口70位于转子120的旋转方向侧，而第二排出口76相对于第二吸入口72位于转子120的旋转方向侧。
在侧板116中，第一背压槽78在转子120的圆周方向上形成为半圆形状。第一背压槽78与狭缝124的内周侧上的端部连通。这里，狭缝124限定了第一吸入口70和第一排出口74之间的各个泵室P，并且各个叶片126分别被装配到各个狭缝124中。第一背压槽78供给将每个叶片126压靠在内周凸轮面118上的背压。在侧板116中，第二背压槽80在转子120的圆周方向上形成为半圆形。第二背压槽80与狭缝124的内周侧上的端部连通。这里，狭缝124限定了第二吸入口72和第二排出口76之间的各个泵室P，并且各个叶片126分别被装配到各个狭缝124中。第二背压槽80供给将每个叶片126压靠在内周凸轮面118上的背压。
在侧板116中，形成有允许第一排出口74和第一背压槽78彼此连通的第一连通路128。因此，第一排出油路100和第一背压槽78彼此连通，并且第一排出油路100的液压通过第一背压槽78作用在每个叶片126上。这里，叶片126限定了第一吸入口70和第一排出口74之间的每个泵室P。在侧板116中，形成有允许第二排出口76和第二背压槽80彼此连通的第二连通路130。因此，第二排出油路102和第二背压槽80彼此连通，并且第二排出油路102的液压通过第二背压槽80作用在每个叶片126上。这里，叶片126限定了第二吸入口72和第二排出口76之间的每个泵室P。
随着油泵28根据发动机12的驱动而被驱动并且转子120沿图3中的顺时针方向旋转，油底壳66中的液压油通过第一油路98被吸入第一吸入口70和第二吸入口72。这样，油底壳66中的液压油被运送到油泵28的每个泵室P。泵室P的容积由于转子120的旋转而逐渐增大。随着转子120旋转，每个泵室P的容积减小。因此，被吸入到每个泵室P中的液压油分别从第一排出口74和第二排出口76被排出到第一排出油路100和第二排出油路102。第一连通路128和第二连通路130供给分别与第一背压槽78和第二背压槽80连通的第一排出油路100和第二排出油路102的液压作为将每个叶片126的径向外侧上的端面压靠在凸轮环114的内周凸轮面118上的背压。这里，叶片126限定了第一吸入口70和第一排出口74之间的以及第二吸入口72和第二排出口76之间的每个泵室P。
图4是示出液压产生装置50中的每个排出油路的油压(管路压力)PL与发动机转速Ne之间的关系的视图。从第一排出口74向第一排出油路100排出的液压油的液压被称为第一排出压力P1。当发动机转速Ne小于给定值N1时，转子120处于低速旋转，并且第一排出压力P1不满足耗油装置52所要求的给定液压PA，弹簧86在阀关闭方向上的偏置力大于由第一排出压力P1在阀打开方向上提供给压力调节阀60的滑阀件84上的反馈口90的偏置力。因此，滑阀件84在第一输入口88和第一输出口94以及在第二输入口92和第二输出口96之间关闭。此时，通过止回阀64允许液压油从第二排出油路102流向第一排出油路100侧。因此，促进了由压力调节阀60对第一排出油路100的压力调节的启动。同时，第二排出油路102的第二排出压力P2变得与第一排出压力P1相同。
当发动机转速Ne等于或大于给定值N1但不超过N2时，滑阀件84在第一输入口88和第一输出口94之间打开和关闭。同时，滑阀件84在第二输入口92和第二输出口96之间同步地打开和关闭。因此，由第一排出压力P1在滑阀件84的阀打开方向上提供给反馈口90的偏置力和弹簧86在阀关闭方向上的偏置力是平衡的，并且第一排出压力P1变为给定的液压PA。第二排出油路102中的液压油经由彼此连通的第二输入口92和第二输出口96，经过第四油路108而循环。止回阀64允许液压油在第二油路104中从第二排出油路102侧向第一排出油路100侧流动。因此，第二排出压力P2也变为与第一排出压力P1相同的液压PA。
当发动机转速Ne等于给定值N2以上时，第一排出油路100中的液压油的量变得足以将第一排出压力P1调节到给定液压PA。因此，对应于第一排出油路100的液压油的流量(其已经与转子120的高速旋转成比例地增大)，滑阀件84在图2的向下方向上的位移幅度变得更大。因此，从第一排出油路100向第三油路106流出的液压油的量和从第二排出油路102向第四油路108流出的液压油的量均增加。第一输入口88和第一输出口94以及第二输入口92和第二输出口96同步地彼此连通。彼此连通的第二输入口92和第二输出口96的开口的截面积大于第一输入口88和第一输出口94的开口的截面积。因此，第二排出油路102内的液压减小，并且止回阀64关闭。因而，当油泵28的第二排出口76和第二吸入口72通过第二排出油路102、压力调节阀60、第四油路108以及第一油路98而彼此连通时，形成了液压回路，并且液压油在该液压回路内循环。
当来自油泵28的液压油的排出量(排油量)变得充分大于对于耗油装置52的液压油的消耗流量(耗油流量)，并且发动机转速Ne达到第一转速Nep时，则第二排出压力P2停止减小。结果，驱动油泵28所要求的泵驱动转矩减小。在具有液压产生装置50的驱动装置10中，无级变速器18被控制为具有基于加速器开度Acc、车速V、制动信号Bon等计算出的目标变速比γ*。在有级变速器等中，基于预先设定的变速图进行有级变速。目标变速比γ*和变速图被设定为使得发动机12以相对低旋转的发动机转速Ne被驱动。因此，提高了燃料经济性。
当油泵28具有两个排出口，即第一排出口74和第二排出口76，并且油泵28的液压油的排出量(排油量)变为大于耗油装置52的消耗流量(耗油流量)时，第二排出压力P2减小，并且泵驱动转矩减小。相反，当进行控制以将发动机转速Ne保持在低旋转时，第二排出压力P2不减小并且泵驱动转矩变大。结果，发动机转矩被要求，并且存在燃料经济性变得比发动机12在甚至更高的旋转下被驱动时的燃料经济性更差的情况。第二排出压力P2是油路的液压的示例。
在本示例中，当车辆正在第二排出压力P2没有减小的行驶状态下行驶时，在发动机12以第二排出压力P2减小所处的发动机转速Ne被驱动时的燃料消耗量与上述行驶状态下的发动机12的燃料消耗量相比更少的情况下，发动机转速Ne被控制为第二排出压力P2减小所处的第一转速Nep。因此，进一步提高了燃料经济性。在下文中，对控制驱动装置10的电子控制单元140的控制操作进行说明。第一转速Nep是油路的液压减小所处的转速的示例。
图5是说明控制根据本示例的驱动装置10的电子控制单元140的输入输出系统，以及还说明电子控制单元140的控制操作的主要部分的功能框图。电子控制单元140由包括具有例如CPU、RAM、ROM、输入输出接口等的所谓的微型计算机构成。CPU在使用RAM的临时存储功能的同时，基于存储在ROM中的程序来执行信号处理。以这种方式，电子控制单元140对驱动装置10进行各种控制。例如，电子控制单元140执行用于发动机12的输出控制、用于无级变速器18的变速控制和带夹紧力控制等。必要时，电子控制单元140通过被划分为用于发动机控制、无级变速器控制、驾驶模式的切换等而构成。
表示曲轴的旋转角(位置)Acr和发动机12的转速(发动机转速)Ne的信号、表示涡轮轴34的转速(涡轮转速)Nt的信号、表示输入轴转速Nin的信号，以及表示输出轴转速Nout的信号都被供给至电子控制单元140。曲轴的旋转角(位置)Acr和发动机转速Ne由发动机转速传感器142检测。涡轮转速Nt由涡轮转速传感器144检测。输入轴转速Nin是无级变速器18的输入轴36(主带轮42)的转速，且由输入轴转速传感器146检测。输出轴转速Nout是对应于车速V的、无级变速器18的次级带轮46的转速，并且由输出轴转速传感器148检测。此外，表示节气门开度θth的信号、表示加速器开度Acc的信号、表示制动器接通Bon的信号、表示杆位置(操作位置)Psh的信号、表示油温Toil的信号、表示管路压力PL的信号等都被供给至电子控制单元140。节气门开度θth是由节气门传感器150检测的电子节气门的开度。加速器开度Acc是由加速器开度传感器152检测的作为由驾驶员要求的加速的加速踏板操作量。显示制动器接通的制动信号Bon表示用作行车制动系统的脚制动器被操作的状态，并且该状态由脚制动器开关154检测。操作位置Psh是由杆位置传感器156检测的换档杆的位置。油温Toil是在液压产生装置50内流动的液压油的温度，并且由油温传感器157检测。管路压力PL是由压力调节阀60调节并且由液压传感器158检测的压力。
电子控制单元140输出用于控制发动机12的输出的发动机输出控制命令信号Se、用于控制与无级变速器18的变速相关的液压的液压控制命令信号Scvt、用于控制转向换向器16(前进档离合器C1、倒档制动器B1)的液压控制命令信号Sswt等。具体地，作为上述发动机输出控制命令信号Se，电子控制单元140输出用于通过驱动节气门致动器来控制电子节气门的打开和关闭的节气门信号、用于控制从燃料喷射器喷射的燃料的量的喷射信号、用于通过使用点火装置来控制使发动机12点火的正时的点火正时信号等。作为液压控制命令信号Scvt，电子控制单元140将用于驱动调节供给至初级侧液压致动器42c的初级压力Pin的线性电磁阀(未示出)的命令信号、用于驱动调节供给至次级液压致动器46c的次级压力Pout的线性电磁阀(未示出)的命令信号等输出到液压控制回路。作为液压控制命令信号Sswt，电子控制单元140将用于驱动用来控制供给至前进档离合器C1和倒档制动器B1的液压的每个线性电磁阀的命令信号等输出到液压控制回路。
接下来，说明电子控制单元140的控制功能。电子控制单元140在功能上包括输出控制部160、无级变速控制部162、转速计算部164、排出量计算部166、消耗流量计算部168、判定部170、计算燃料消耗量的增加量的第一计算部172，以及计算燃料消耗量的减少量的第二计算部174。
图5所示的输出控制部160将诸如节气门信号、喷射信号和点火正时信号的用于控制发动机12的输出的发动机输出控制命令信号Se分别输出到节气门致动器、燃料喷射器和点火装置。例如，输出控制部160设定用于获得基于加速器开度Acc和车速V计算出的要求驱动力(驱动转矩)的目标发动机转矩Te*。输出控制部160通过节气门致动器控制电子节气门的打开和关闭、控制由燃料喷射器喷射的燃料的量，以及通过点火装置控制用于点火的正时，从而获得设定的目标发动机转矩Te*。
无级变速控制部162控制无级变速器18的变速比γ，从而获得基于加速器开度Acc、车速V和制动信号Bon而计算出的目标变速比γ*。具体地，无级变速控制部162将初级指示压力Pintgt确定为初级压力Pin的命令值(目标初级压力Pin*)，且将次级指示压力Pouttgt确定为次级压力Pout的命令值(目标次级压力Pout*)，使得在防止无级变速器18的带打滑的同时实现无级变速器18的目标变速比γ*，通过目标变速比γ*发动机12的操作点处于最佳线上。无级变速控制部162将所确定的初级指示压力Pintgt和次级指示压力Pouttgt输出到控制初级压力Pin和次级压力Pout的线性电磁阀(未示出)。
转速计算部164计算油泵28的第二排出压力P2减小所处的发动机第一转速Nep。转速计算部164通过包括排出量计算部166和消耗流量计算部168来构成。
排出量计算部166计算从油泵28排出的液压油的排出量Qout(排油量)。排出量计算部166由发动机转速Ne和油泵28的容积的乘积计算出排出量Qout。因此，排出量Qout与发动机转速Ne成比例地增加。由排出量计算部166计算出的液压油的排出量Qout是从油泵28的第一排出口74和第二排出口76排出的液压油的总和。
消耗流量计算部168计算在耗油装置52中消耗的液压油的消耗流量Qloss。液压油的消耗流量Qloss是在耗油装置52中消耗的液压油的消耗流量的总和。液压油的消耗流量的总和例如包含用于无级变速器18的变速控制的液压油的消耗流量(用于控制驱动侧液压致动器42c和从动侧液压致动器46c的液压油的流量)、用于转向换向器16(前进档离合器C1和倒档制动器B1)的切换控制的液压油的消耗流量、用于变矩器14的锁止控制的液压油的消耗流量，以及液压控制回路中的液压油的泄漏量。消耗流量计算部168基于例如计算液压油的消耗流量Qloss的消耗流量计算映射图表来推定地计算液压油的消耗流量Qloss。消耗流量计算映射图表预先通过实验获得。消耗流量计算映射图表由例如其中液压油的油温Toil和由压力调节阀60调节的管路压力PL用作参数的二维映射图表构成。然后，根据按需要所检测的油温Toil和管路压力PL，基于消耗流量计算映射图表来推定地计算出消耗流量Qloss。本示例中的变速器的耗油流量包含驱动装置10中消耗的全部液压油，其不仅包括无级变速器18的消耗流量，还包括转向换向器16的消耗流量、变矩器14的消耗流量，以及从液压控制回路的泄漏。
转速计算部164基于由排出量计算部166计算出的液压油的排出量Qout和由消耗流量计算部168计算出的液压油的消耗流量Qloss来推定第二排出压力P2减小所处的发动机第一转速Nep。转速计算部164基于例如作为排出量Qout和消耗流量Qloss之差的流量平衡来计算第二排出压力P2减小所处的发动机第一转速Nep。替换地，转速计算部164存储第二排出压力P2减小所处的发动机第一转速Nep的关系映射图表。该关系映射图表根据液压油的排出量Qout和液压油的消耗流量Qloss而作出，并且预先通过实验获得。然后，转速计算部164基于按需要计算出的排出量Qout和消耗流量Qloss从关系映射图表中计算出第一转速Nep。
判定部170比较发动机12的燃料消耗增加量Lup和燃料消耗减少量Ldown。燃料消耗增加量Lup是由发动机转速增加到由转速计算部164计算出的第一转速Nep所引起的。燃料消耗减少量Ldown是由因第二排出压力P2的减小所导致的泵驱动转矩减小所引起的。然后，判定部170判定燃料消耗减少量Ldown是否大于燃料消耗增加量Lup。
判定部170包括第一计算部172和第二计算部174。
第一计算部172计算当发动机转速Ne增加到第二排出压力P2减小所处的第一转速Nep时的燃料消耗量。然后，第一计算部172计算出燃料消耗增加量Lup，该燃料消耗增加量Lup是与当前的发动机12的运转状态下的燃料消耗量的差。第一计算部172根据由发动机转速Ne和加速器开度Acc构成的燃料喷射量映射图表，基于当前的发动机转速Ne和加速器开度Acc来计算对应于当前燃料消耗量的燃料喷射量L1。燃料喷射量映射图表被预先获得并存储。另外，根据上述燃料喷射量映射图表，第一计算部172基于第二排出压力P2减小所处的第一转速Nep和加速器开度Acc来计算与发动机转速Ne增加到第二排出压力P2减小所处的第一转速Nep时的燃料消耗量相对应的燃料喷射量L2。然后，第一计算部172根据计算出的燃料喷射量L2和燃料喷射量L1之间的差(＝L2-L1)来计算燃料消耗增加量Lup。
第二计算部174计算当发动机转速Ne增加到第二排出压力P2减小所处的第一转速Nep时，由于泵驱动转矩减小引起的燃料消耗减少量Ldown。第二计算部174根据例如管路压力PL和燃料消耗减少量Ldown的关系映射图表，基于管路压力PL来计算燃料消耗减少量Ldown。该关系映射图表被预先获得并存储。
判定部170判定由第二计算部174计算出的燃料消耗减少量Ldown是否大于由第一计算部172计算出的燃料消耗增加量Lup。当燃料消耗减少量Ldown大于燃料消耗增加量Lup时，判定在发动机12以第二排出压力P2减小所处的第一转速Nep被驱动的情况下的燃料消耗量少于在第二排出压力P2没有减小的行驶状态下的发动机12的燃料消耗量。在这种情况下，输出控制部160执行将发动机转速Ne增加到第二排出压力P2减小所处的第一转速Nep的控制。因此，相比于基于通常变速控制来控制发动机12的情况，提高了燃料经济性。
当发动机转速Ne增加到第一转速Nep时，车速V相应地增加。为了防止这种情况，无级变速控制部162实行无级变速器18的变速控制使得不考虑由输出控制部160进行的发动机转速Ne的控制而保持车速V。无级变速控制部162基于根据需要从输出控制部160输出的发动机12的目标转速，根据需要来计算保持车速V所处的目标变速比γ*。然后，无级变速控制部162实行无级变速器18的变速控制使得实现变速比γ*。因此，由于无级变速控制部162实行无级变速器18的变速控制使得在输出控制部160正控制(改变)发动机转速Ne的同时保持车速V，从而防止了车速V变化(增加)。
同时，当燃料消耗减少量Ldown少于燃料消耗增加量Lup时，判定当发动机12在第二排出压力P2没有减小的当前行驶状态下被驱动时的燃料消耗量小于当发动机12以第二排出压力P2减小所处的第一转速Nep被驱动时的燃料消耗量。在这种情况下，输出控制部160进行控制以获得基于通常变速控制而设定的发动机转速Ne，通过通常变速控制第二排出压力P2没有减小。
图6是用于说明电子控制单元140的控制操作的主要部分，或进一步提高驱动装置10的燃料经济性的控制操作的流程图。该流程图以从几毫秒到几十毫秒的非常短的周期时间重复实行。
首先，电子控制单元140实行对应于转速计算部164、排出量计算部166和消耗流量计算部168的步骤S1(以下，省略词语“步骤”)。在S1中，计算来自油泵28的液压油的排出量Qout。同时，计算耗油装置52中的液压油的消耗流量Qloss。然后，基于液压油的排出量Qout和消耗流量Qloss之间的流量平衡来计算出第二排出压力P2减小所处的发动机第一转速Nep。
接下来，在对应于判定部170、第一计算部172和第二计算部174的S2中，电子控制单元140计算在将发动机转速Ne控制到第二排出压力P2减小所处的第一转速Nep的情况下的燃料消耗增加量Lup，以及在发动机转速Ne被控制到第二排出压力P2减小所处的第一转速Nep的情况下由油泵28的泵驱动转矩的减小引起的燃料消耗减少量Ldown。然后，判定燃料消耗减少量Ldown是否大于燃料消耗增加量Lup。
当S2中为肯定，或者燃料消耗减少量Ldown大于燃料消耗增加量Lup时，控制进行到对应于输出控制部160和无级变速控制部162的S3。然后，发动机转速Ne增加到第二排出压力P2减小所处的第一转速Nep。与此并行地，无级变速器18的变速比γ按照发动机转速Ne的变化连续地改变，使得车速V不会由于发动机转速Ne的变化而改变。因此，与基于通常变速控制来控制发动机12的情况相比，更加提高了燃料经济性。另外，防止车速V由于发动机转速Ne的变化而改变。同时，当在S2中为否定，或者燃料消耗减少量Ldown少于燃料消耗增加量Lup时，在对应于输出控制部160的S4中，将发动机转速Ne控制为基于通常变速控制的转速。
如上所述，根据本示例，在车辆正在第二排出压力P2没有减小的行驶状态下行驶时，当在发动机12以第二排出压力P2减小所处的第一转速Nep被驱动的情况下的燃料消耗量少于在上述行驶状态下的发动机12的燃料消耗量时，发动机转速Ne被控制为第二排出压力P2减小所处的第一转速Nep。因此，提高了燃料经济性。由于不考虑发动机转速Ne的控制而保持车速V，从而防止了车速由于发动机转速Ne的控制而改变。
根据该示例，通过比较燃料消耗增加量Lup和燃料消耗减少量Ldown，能够判定相比于在第二排出压力P2没有减小的行驶状态下的发动机12的燃料消耗量，在发动机12以第二排出压力P2减小所处的第一转速Nep旋转的情况下的燃料消耗量更少。
根据该示例，在液压产生装置50中，当发动机转速Ne达到第二排出压力P2减小所处的第一转速Nep时，第二吸入口72和第二排出口76彼此连通，并且液压油因此在第二吸入口72和第二排出口76之间循环。因而，油泵28上的负荷减小，并且泵驱动转矩减小。
接下来，说明本发明的另一个示例。在下面的说明中，与前述示例中共同的部分由相同的附图标记表示，并且省略其说明。
在上述示例中，根据需要计算油泵28的排出量Qout和消耗流量Qloss，并且基于排出量Qout和消耗流量Qloss之间的流量平衡来计算第二排出压力P2减小所处的第一转速Nep。在该示例中，基于预先通过实验获得的映射图表来计算第一转速Nep。图7是说明根据本示例的电子控制单元180的控制操作的主要部分的功能框图。在图7中的电子控制单元180与如前所述的图5中的电子控制单元140之间的比较中，转速计算部182的具体操作是不同的。下面说明与上述示例不同的转速计算部182。其他具体功能与前述示例的功能类似，因此由相同的附图标记表示，并且省略其说明。
转速计算部182基于在给定的发动机转速Ne下的使第二排出压力P2减小的发动机转速Ne的增加量ΔNe的关系映射图表而直接计算第二排出压力P2减小所处的第一转速Nep。关系映射图表被预先通过实验获得。图8是在给定的发动机转速Ne(例如，1000rpm)下获得使第二排出压力P2减小的发动机转速Ne的增加量ΔNe的关系映射图表的示例。该关系映射图表例如由管路压力PL和油温Toil的二维映射图表构成。例如，当管路压力PL增加时，从液压控制回路的液压油的泄漏量增加。换句话说，液压油的消耗流量增加。因此，使第二排出压力P2减小的发动机转速Ne的增加量ΔNe增大。当油温Toil增加时，从液压控制回路的液压油的泄漏量增加。换句话说，液压油的消耗流量增加。因此，使第二排出压力P2减小的发动机转速Ne的增加量ΔNe增大。因此，在图8中，发动机转速Ne的增加量ΔNe倾向于与管路压力PL和油温Toil成比例地增加。在图8的关系映射图表中，给定的发动机转速Ne为1000rpm。然而，关系映射图表针对每个发动机转速Ne而被预先获得并存储。
转速计算部182基于根据需要检测出的管路压力PL和油温Toil，获得发动机转速Ne的增加量ΔNe。然后，转速计算部182通过使要求增加量ΔNe与当前转速Ne相加(Ne+ΔNe)来确定第二排出压力P2减小所处的发动机第一转速Nep。图8中的关系映射图表用于获得发动机转速Ne的增加量。然而，可以直接限定第二排出压力P2减小所处的发动机第一转速Nep。通过基于如上所述的关系映射图表直接获得第二排出压力P2减小所处的发动机第一转速Nep，减小了计算负荷。
在每个车辆中存在个体差异和老化劣化(磨损、油液降解等)。如果考虑到这一点，当通过使用上述关系映射图表来计算第二排出压力P2减小所处的发动机第一转速Nep时，第二排出压力P2减小所处的发动机第一转速Nep被预先设定为高值。因此，燃料经济性提高的效果变得不够。
本示例中的学习控制部184在例如车辆停止时增加发动机转速Ne，获得第二排出压力P2减小所处的发动机第一转速Nep，然后实行学习控制以基于第一转速Nep适当地修正关系映射图表。因此，必要时根据车辆的个体差异和老化劣化而获得最佳第一转速Nep，并且进一步提高燃料经济性。
如上所述，在该示例中，获得与前述示例类似的效果。在该示例中，由于第二排出压力P2减小所处的第一转速Nep基于关系映射图表而获得，因此计算负荷也减小。由于针对车辆的个体差异和老化劣化根据需要实行学习控制，所以关系映射图表根据需要被修正。因此，进一步增强了燃料经济性提高的效果。
至此已经基于附图详细说明了本发明的示例。然而，本发明也可以以其他形式而被应用。
例如，在上述示例中，采用叶片式油泵28。然而，也可以采用齿轮式油泵作为另一种形式的油泵。换句话说，可以适当地应用采用其他形式的具有两个排出口的任何油泵。此外，只要具有一个排出口的油泵拥有在第一转速Nep下降低液压油的液压的机构，该油泵就可以适当地应用。本发明还可以应用于具有如下结构的驱动装置：在所述结构中设置有两个油泵并且从其中一个油泵排出的液压油的液压在第一转速Nep下减小。
在上述示例中，采用了带式无级变速器18。然而，本发明不限于这种类型，而可以适当地应用于其他类型的变速器，例如环式无级变速器。
在根据上述示例的电子控制单元140中，电子控制单元140(输出控制部160等)的各种功能不必严格分类。例如，输出控制部160可以实行转速计算部164和判定部170的功能。
前述仅是实施例中的一个，并且可以采用具有基于本领域技术人员的知识所增加的各种修改和改进的形式来实施本发明。

Claims (7)

1.一种用于驱动装置的控制装置，
所述驱动装置包括变速器和液压产生装置，
所述变速器被构造为改变发动机的转速，
所述液压产生装置被构造为产生供给至所述变速器的液压，所述液压产生装置被构造为由所述发动机驱动，所述液压产生装置包括油泵和第一机构，
所述油泵被构造为与所述发动机的发动机转速成比例地增加排油量，并且
所述第一机构被构造为当所述排油量大于所述变速器的耗油流量时，减小与所述油泵的排出口相连接的油路的液压，
所述控制装置包括：
电子控制单元，其被配置为在车辆正在预定行驶状态下行驶时，当所述发动机以第一转速被驱动时的燃料消耗量与在所述预定行驶状态下的所述发动机的燃料消耗量相比更少的情况下，将所述发动机转速控制为所述第一转速并且不考虑所述发动机转速的控制而通过变速来保持车速，所述第一转速是所述油路的液压减小所处的发动机转速，所述预定行驶状态是所述油路的液压没有减小的行驶状态。
2.根据权利要求1所述的控制装置，其中
所述电子控制单元被配置为计算燃料消耗增加量和燃料消耗减少量，所述燃料消耗增加量是当所述发动机转速增加到所述第一转速时的燃料的增加量，并且所述燃料消耗减少量是当所述发动机转速增加到所述第一转速时由所述油泵的泵驱动转矩减小引起的燃料的减少量，并且
所述电子控制单元被配置为当所述燃料消耗减少量大于所述燃料消耗增加量时，判定当所述发动机以所述第一转速被驱动时的所述燃料消耗量与在所述预定行驶状态下的所述发动机的所述燃料消耗量相比更少。
3.根据权利要求1或2所述的控制装置，其中
所述电子控制单元被配置为计算所述第一转速。
4.根据权利要求1至3中任一项所述的控制装置，其中
所述油泵包括第一吸入口、第二吸入口、第一排出口和第二排出口，所述第一排出口被构造为排出从所述第一吸入口吸入的液压油，所述第二排出口被构造为排出从所述第二吸入口吸入的液压油，
所述油路与所述第二排出口连接，并且
当所述发动机转速达到所述第一转速时，所述第二吸入口和所述第二排出口彼此连通。
5.根据权利要求3或4所述的控制装置，其中，所述电子控制单元被配置为基于所述变速器的耗油量与所述油泵的排油量之间的流量平衡来计算所述第一转速。
6.根据权利要求3或4所述的控制装置，其中，所述电子控制单元被配置为基于预先获得并存储的关系映射图表来计算所述第一转速。
7.一种用于驱动装置的控制方法，
所述驱动装置包括变速器和液压产生装置，
所述变速器被构造为改变发动机的转速，
所述液压产生装置被构造为产生供给至所述变速器的液压，所述液压产生装置被构造为由所述发动机驱动，所述液压产生装置包括油泵和第一机构，
所述油泵被构造为与所述发动机的发动机转速成比例地增加排油量，并且
所述第一机构被构造为当所述排油量大于所述变速器的耗油流量时，减小与所述油泵的排出口相连接的油路的液压，
所述控制方法包括：
在车辆正在预定行驶状态下行驶时，当所述发动机以第一转速被驱动时的燃料消耗量与在所述预定行驶状态下的所述发动机的燃料消耗量相比更少的情况下，控制所述发动机转速为所述第一转速并且不考虑所述发动机转速的控制而通过变速来保持车速，所述第一转速是所述油路的液压减小所处的发动机转速，所述预定行驶状态是所述油路的液压没有减小的行驶状态。
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