CN1763402A

CN1763402A - 自动变速器开油门换低挡的自适应控制的方法和设备

Info

Publication number: CN1763402A
Application number: CNA2005101188644A
Authority: CN
Inventors: M·D·怀顿; R·L·威廉斯
Original assignee: Motors Liquidation Co
Current assignee: Motors Liquidation Co; General Motors LLC
Priority date: 2004-10-22
Filing date: 2005-10-24
Publication date: 2006-04-26
Anticipated expiration: 2025-10-24
Also published as: DE102005050615A1; US20060089775A1; CN100554736C

Abstract

本发明提供一种方法和设备，在数学上计算自适应参数的初始值，此后对自动变速器中的开油门换低挡进行自适应控制，其中在后来的开油门换低挡过程中诊断和修正换挡过程中变速器的偏差。本发明是通过监测变速器特性进行的，包括开油门换低挡过程中的输入速度、输出速度和换挡持续时间，并识别对可以接受模式的偏离。每一种偏离类型都要求一种特定的补救方法，并根据次数和/或某次的命令的压力算出适当的调整，通过针对同样类型的下一次换挡改变一个或多个初始的状态来实现所述调整。所述调整可以是大的，以便在下一次换挡时完全地或者大部分地实现校正。相反，为了避免过校正，小的增量可能是必要的。

Description

自动变速器开油门换低挡的自适应控制的方法和设备

技术领域

本发明涉及用于改善自动变速器开油门换低挡的方法和设备。

背景技术

一般，机动车自动变速器包括若干齿轮件，啮合它的输入和输出轴，和相关数目的扭矩建立装置，诸如离合器和刹车，可选择地啮合来激活某些齿轮件，以便在输入和输出轴之间建立所需的速比。如在这里所使用的，术语″离合器″和″扭矩传动装置″用来指刹车以及离合器。

变速器输入轴通过诸如液力变矩器等液体耦合连接到车辆引擎，而输出轴直接连接车轮。从一个前进速比到另一个速比的换挡是响应引擎节流阀和车辆速度完成的，而且一般涉及与当前速比相联系的离合器释放或分离(起始(off-going))和与所需的速比相联系的接合或啮合离合器(进入(on-coming))。

所述速比定义为变速器输入速度或者涡轮机速度除以输出速度。于是，低挡(gear range)具有高速比，较高挡具有较低的速比。为了完成换低挡，从低速比向高速比换挡。在本发明所涉及的变速器的类型中，换低挡是通过使与较低的速比相联系的离合器分离并使与较高速比相联系的离合器啮合来完成的，从而重新配置齿轮组，以便运行在较高的速比下。以上述方式完成的换挡称作离合器到离合器的换挡，并要求精密的定时，以便达到高质量换挡。

换挡的质量取决于若干功能，诸如改变进入(on-coming)和起始(off-going)离合器加压腔内压力的协同运行和控制事件的定时。另外，每个变速器的制造允差、磨损造成的变化、油质量上的波动和温度等都会导致换挡质量下降。

发明内容

本发明提供一种方法和设备，用于计算起始(off-going)离合器扭矩和变速器输入扭矩最佳值，并在此后对自动变速器中开油门换低挡进行自适应控制，其中在随后的开油门换低挡过程中诊断和修正在换挡过程中变速器的偏差(aberration)。

本发明的方法既能够进行大的修正，又能够进行小的修正。

本发明的方法是通过换挡事件在数学上计算起始(off-going)离合器扭矩和变速器输入扭矩的最佳值来进行的。本发明的方法还监视变速器特性，包括输入速度、输出速度和开油门换低挡过程中换挡的持续时间，并识别对可以接受模式的偏离。每一种类型的偏离都要求一种特定的补救方法，算出适当的调整并通过改变换挡控制中的某些参数来实行所述调整，以便为下次同样类型的换挡改变一个或多个状态。调整可以是大的，以便在下次换挡时作出完全的或者相当大部分的修正。相反，为了避免过度修正，小的增量可能是必要的。

从参照附图对本发明的最佳实施方式进行的以下的详细说明中，本发明的上述目的、特征和优点及其他目的、特征和优点将变得显而易见。

附图说明

图1是自动变速器的示意的说明；

图1a是图1的阀的示意的说明；

图2a是方框图，图解说明计算在比率变化的惯性阶段过程中起始(off-going)离合器压力的方法；

图2b是方框图，图解说明计算在比率变化的扭矩阶段过程中输入扭矩的方法；

图3a是最优的开油门换低挡过程中涡轮机加速度与时间的关系的曲线图；

图3b是最优的开油门换低挡过程中涡轮机速度与时间的关系的曲线图；

图4是自动变速器的示意的说明；

图5a是最优开油门换低挡过程中涡轮机速度与时间的关系的曲线图；

图5b是图5a的最优的开油门换低挡过程中起始(off-going)离合器压力与时间的关系的曲线图；

图5c是图5a的最优的开油门换低挡过程中进入(on-coming)离合器压力与时间的关系的曲线图；

图6a是换挡偏差″滑动早″和″滑动晚″过程中涡轮机速度的曲线图；

图6b是换挡偏差过程中涡轮机速度的曲线图；

图6c是换挡偏差″短换挡″、″长换挡″、″闭环增大″和″闭环减小″过程中涡轮机速度的曲线图；

图6d是换挡偏差″重叠涡轮机浮动″过程中涡轮机速度的曲线图；

图7是方框图，图解说明本发明的调整起始压力自适应参数的方法；以及

图8是方框图，图解说明本发明的调整进入(on-coming)容积自适应参数的方法。

具体实施方式

本发明的控制是在具有Polak的美国专利No.4,070,927所描述的类型的行星齿轮组的和具有Long等人的美国专利No.5,601,506的电液压控制的多比率功率变速器的环境下描述的，所述两专利全文附此作参考。相应地，图1所示的齿轮组和控制元件已经大大地简化，应该明白，关于液体压力路径选择等的信息可在上述专利找到。

参见图1，标号10总体地指车辆动力传动系，包括引擎12、变速器14、提供引擎12和变速器输入轴18之间液力啮合的液力变矩器16。应当指出，虽然以与传统的引擎12一起使用的形式来描述本发明，但是，也可以实现替代的动力源，诸如电动机或者混合型电机/气体燃料发动机。

在某些状态下选择性地啮合液力变矩器离合器19，以便在引擎12和变速器输入轴18之间提供机械的耦合。变速器输出轴20以几个传统的方法耦合到车轮的驱动。图解说明实施例描述一种四轮驱动器(FWD)应用，其中输出轴20连接到也耦合到后驱动轴R和前驱动轴F的变速器壳体21。一般，变速器壳体21可手动换档，选择性地建立几种驱动状态中的一种，包括：两轮驱动和四轮驱动的各种组合；以及带有出现在两轮驱动状态和四轮驱动状态中间的空档状态的高速档或者低速档。

变速器14具有三个相互连接的行星齿轮组，分别总体由标号23、24和25标示。行星齿轮组23包括中心齿轮件28、环形齿轮件29和行星齿轮架组合件30。行星齿轮架组合件30包括多个小齿轮，可旋转地安装在架件上并且布置成既与中心齿轮件28又与环形齿轮件29具有啮合关系。行星齿轮组24包括中心齿轮件31、环形齿轮件32和行星齿轮架组合件33。行星齿轮架组合件33包括多个小齿轮，可旋转地安装在架件上并且布置成既与中心齿轮件31又与环形齿轮件32具有啮合关系。行星齿轮组25包括中心齿轮件34、环形齿轮件35和行星齿轮架组合件36。行星齿轮架组合件36包括多个小齿轮，可旋转地安装在架件上并且布置成既与中心齿轮件34又与环形齿轮件35具有啮合关系。

输入轴18连续地驱动齿轮组23的中心齿轮28，通过离合器C1选择性地驱动齿轮组24、25的中心齿轮31、34，并通过离合器C2选择性地驱动齿轮组24的架件33。齿轮组23、24、25的环形齿轮29、32、35分别通过离合器C3、C4和C5选择性地连接到地42。

可以控制离合器C1-C5的状态(亦即，啮合或者分离)，以便提供六个前进速比(1，2，3，4，5，6)、一个后退速比(R)或者空档状态(N)。例如，第一前进速比是通过使离合器C1和C5啮合达到的。从一个前进速比到另一个的换低档一般地通过分离一个离合器(称作起始(off-going)离合器)，而同时使另一个离合器(称作进入(on-coming)离合器)啮合来达到。例如，变速器14通过分离离合器C4而同时使离合器C5啮合从第二到第一换低档。

液力变矩器离合器19和变速器离合器C1-C5受总体用标号44标示的电液压控制系统控制。控制系统44的液压部分包括：泵46，把液压油从储器48抽出；压力调节器50，把泵输出的一部分返回到储器48，以便在管线52上形成调节后的压力；次级压力调节器阀54；手动阀56，由所述车辆的司机操纵；以及若干个螺线管操作的液压控制阀58、60、62和64。

电液压控制系统44的电子部分主要包括在变速器控制器66或者控制器中，变速器控制器66或者控制器基于微处理器并且在体系结构上是传统的。变速器控制器66根据若干个输入68控制螺线管操作的液压控制阀58-64，达到所需的变速器速比。这样的输入包括例如代表变速器输入速度TIS、驱动扭矩命令TQ、变速器输出速度TOS和液压油温度Tsump的信号。用于产生这样的信号的传感器在性质上可以是传统的，为简单起见不再赘述。

手动阀56的控制杆82耦合到传感器和显示模块84，后者根据控制杆的位置在线路86产生诊断信号；这样的信号在传统上称作PRNDL信号，因为它指明车辆司机选定的变速器范围(P，R，N，D或者L)。最后，液压控制阀60配备有压力开关74、76、78，用于根据各自中继阀的位置在线路80向控制器66提供诊断信号。控制器66本身监视不同的诊断信号，目的是在电气上检验受控元件的正常运行。

螺线管操作的液压控制阀58-64一般的特征是，或者是开关型的，或者是调制型的。为了降低造价，电液压控制系统44配置成把调制液压控制阀的数量减到最少，因为调制阀一般实现成本较高。为此目的，液压控制阀60是一组三个开关型中继阀(图1中以实线方框的形式示出)并与手动阀56协调使用，使离合器C1-C5中的每一个的啮合和分离成为可能。阀门62、64属于调制型。对于任何选定的比率，控制器66都激活中继阀60的一个特定组合，用于把调制阀62、64中的一个耦合到进入(on-coming)离合器，而调制阀62、64中的另一个耦合到起始(off-going)离合器。

调制阀62、64中的每一包括传统的压力调节器阀，后者由受电流控制的执行电动机(force motor)(未示出)产生的可变导向压力的偏置。液压控制阀58也是调制阀，控制管线70、72中到变矩器离合器19的液体供应通路，以便选择性地使变矩器离合器19啮合和分离。变速器控制器66确定压力命令，以便平滑地使进入(on-coming)离合器啮合，而同时使起始(off-going)离合器平滑地分离，以便从一个速比换档到另一个速比，产生相应的执行电动机电流命令，然后按照所述电流命令向各个执行电动机(force motor)提供电流。因而，离合器C1-C5都通过阀门58-64和它们的各自执行元件(例如，螺线管、受电流控制的执行电动机(force motor))响应压力命令。

如上所述，每一次从一个速比换档到另一个速比都包括填充或者准备阶段，在其过程中，进入(on-coming)离合器的加压腔91被填充，为扭矩传递作准备。向加压腔提供的液体压缩复位弹簧(未示出)，从而推动活塞(未示出)。一旦加压腔被填充，活塞便把力施加在离合器片上，在初始的复位弹簧压力以外产生最大扭矩。此后，离合器根据离合器压力传递扭矩，换挡可以利用不同的控制策略完成。一般的控制策略涉及在一段经验确定的填充时间内控制最大的进入(on-coming)离合器压力，然后进行后来的换挡阶段。填充加压腔从而使离合器增大最大扭矩所需的液体体积称作″离合器容积″。

控制器66根据估计的进入(on-coming)离合器容积，亦即，要求填充进入(on-coming)离合器加压腔的估计体积，确定所述压力命令的定时和从而导致进入(on-coming)离合器增大最大扭矩。必须使用进入(on-coming)离合器的估计容积，因为进入(on-coming)离合器的实际容积可能随着时间、由于磨损而变化，因而一次次传递可能由于结构波动和允差而变化。

控制器66计算提供给进入(on-coming)离合器加压腔的液体的估计体积，因为所述腔要根据传递液压系统的数学模型填充，并把估计的已提供的液体体积与估计离合器容积比较。当提供给加压腔的液体估计体积等于所述估计的离合器容积时，进入(on-coming)离合器应取得最大力矩。用于估计提供给加压腔的液体体积的液压流动模型在2001年9月4目颁发给Steinmetz等人的美国专利N0.6,285,942中作了描述，其全文附此作参考。所述模型的输入包括填充压力、换挡类型ST(例如，2-1换低挡)、泵46的速度和液压油的温度Tsump。所述模型的输出是进入(on-coming)离合器流率。由积分器对流率进行积分，以便形成提供给所述加压腔的液体的估计累计体积。在一个推荐的实施例中，控制器66从所述离合器容积减去估计的提供的体积液体，以便确定估计的离合器剩余容积。若所述控制器是准确的，则估计的离合器剩余容积将在所述进入(on-coming)离合器获得最大扭矩时为零。

作为另一方案，不用调制阀62、64和中继阀60，而变速器可以包括多个单独的控制阀，每一个运行时都连接到各自一个加压腔91。参见图1A，示例性液压控制阀90包括调节器92、螺线管94和压力传感器96。每一个控制阀90都配置成在完全的馈送状态或者调节状态下向它的各自的离合器C1-C5的加压腔提供液体。

如图2a所示，本发明的方法计算开油门换低挡的惯性阶段过程中最优的起始(off-going)离合器压力。图2a所示的和以下描述的方法是假定在所述比率改变过程中输出加速度到输出扭矩比率不改变。另外，对于本公开的目的，参考字符的微分像在数学领域众所周知的，用所述参考字符上面加一个点代表。例如，参考字符ni代表涡轮机速度，而参考字符

代表涡轮机速度的一阶微分，亦即涡轮机的加速度。

在步骤100，正如以下将详细描述的，所需的换挡时间用来建立所需的涡轮机加速度曲线。在步骤102，要求涡轮机加速度

和当前变速器输入扭矩Ti用来计算相应的所需输出扭矩To-Blend，所述输出扭矩用一标量修改为所需输出扭矩的值。所述标量是一个标定值，允许在所述惯性阶段过程中将离合器扭矩和输入扭矩组合，使得换挡时间维持不变。换句话说，所述标量可以标定，以便在同样的换挡时间过程中或者提供可靠的换挡，或者更温和的换挡。输出扭矩修改之后，算出相应的离合器扭矩Tcl_Blend。在步骤104，离合器扭矩是受到限制的，并且所述受到限制的扭矩值用来重新计算扭矩Ti_Clamp和输出扭矩To_Clamp，使得换挡时间维持不变。也在步骤104，重新计算的输入扭矩Ti_Clamp用代表液力变矩器的乘法因子调整，并发送到引擎控制模块107。在步骤106，可用涡轮机加速度是以下描述的涡轮机最后的加速度值A_final。小在步骤108，离合器扭矩和输出扭矩利用在步骤106确定的受到限制的涡轮机加速度值算出。在步骤110把离合器扭矩转换为压力值。

图3中示出在步骤100确定的涡轮机加速度曲线。更精确地说，图3a描述从已经达到的齿轮速度Ag开油门换低挡到命令的齿轮速度Cg的惯性阶段所需的输入加速度轨迹，假定在所述换挡过程中输出加速度恒定，而图3b描述相应的输入速度曲线。如在图3b看到的，惯性阶段之前的输入速度通过乘积(输出速度)xAg确定，而所述惯性阶段结束时的输入速度由乘积(输出速度)xCg确定。

曲线图A的加速度轨迹的参数包括初始的加速度A_init、最大加速度A_max、最后的加速度A_final和时间t_init、t_final和t_shift。术语A_final、t_init、t_final和t_shift都是通过标定作为一个或多个其它参数的函数确定的。例如，t_shift可以作为驱动扭矩需求的函数确定，而t_init和t_final可以是t_shift预定的百分数。A_final的值是一个选定来达到平滑的换挡完成的标定值。若涡轮机速度在换挡事件之前测量。A_max是根据所述加速度轨迹参数和进入(on-coming)离合器两端的速度差计算的，在这里称作滑动速度。

所述计算是以以下两个基本方程式开始在图2a的步骤102完成的：

{\overset{\cdot}{n}}_{t} = a_{t} T_{i} + b_{t} T_{cl} + c_{t} T_{o}

{\overset{\cdot}{n}}_{o} = a_{o} T_{i} + b_{o} T_{cl} + c_{o} T_{o}

标定常数a_t、b_t、c_t、a₀、b₀和c₀是通过对围绕特定的变速器一个组件的力求和推算的。作为示例，图4表示任意变速器自由体受力图，所述标定常数就是针对所述变速器推算的。

图4示意地图解说明一个六速行星式变速器150。变速器150包括：输入轴152，直接与引擎(未示出)连接；多速行星式齿轮装置154；以及输出轴156，直接与最后的驱动机构(未示出)连接。行星式齿轮装置154包括复式行星式齿轮组158、两个简单的行星式齿轮组160和162、三个可选择性地啮合的固定式扭矩传动机构170。在一个推荐的实施例中，行星式齿轮装置154包括安装在固定式外壳174和公共齿轮架组合件176之间的1-2超限离合器″OWC″172和修改后的低/后退起动离合器178。

图中示出第一行星式齿轮组158，它包括中心齿轮180、环形齿轮182和行星齿轮架组合件176。啮合的各对小齿轮184和186分别可旋转地支持在小轴188和190上，它延伸在齿轮架组合件176的侧向隔开的支架段之间。小齿轮184与中心齿轮180啮合，而同时小齿轮186与环形齿轮182啮合。

第二行星式齿轮组160包括中心齿轮192、环形齿轮194和多个既与中心齿轮192又与环形齿轮194啮合的小齿轮196。如所看到的，小齿轮196可旋转地支持在小齿轮轴188上，它还延伸在齿轮架组合件176的侧向隔开的支架段的之间。因而，齿轮架组合件176对第一行星式齿轮组158和第二行星式齿轮组160两个都是共同的。环形齿轮组合件198由一起连接作为一个整体的组件旋转的第一齿轮组158的环形齿轮182和第二行星式齿轮组160的环形齿轮194形成。图中示出第三行星式齿轮组168，它包括个中心齿轮200、环形齿轮202和与中心齿轮200和环形齿轮202都啮合的小齿轮204。小齿轮204可旋转地支持延伸在齿轮架组合件208的各组件之间的轴206上。另外，图中示出中心齿轮200，它由于它直接连接到变速器150的固定式外壳部分174而被保持固定。

标定常数a_t、b_t、c_t、a_o、b_o和c_o可以针对图4的变速器利用关于旋转动力学的牛顿第二定律和对每一个组件的输入和输出的力求和求出。从图4的变速器这样推导的方程式如下：

{I_{202}}^{*} {\overset{\cdot}{ω}}_{202} = - T_{202} + (T_{i} + T_{168})

I_{200} * {\overset{\cdot}{ω}}_{200} = T_{200} - T_{ground}

I_{208} * {\overset{\cdot}{ω}}_{208} = T_{202} - T_{200} - T_{164} - T_{166}

I_{204} * {\overset{\cdot}{ω}}_{204} = \frac{T_{202}}{N_{202}} (\frac{N_{202} - N_{200}}{2}) + \frac{T_{200}}{N_{200}} (\frac{N_{202} - N_{200}}{2})

N_{200} * {\overset{\cdot}{ω}}_{200} = {\overset{\cdot}{ω}}_{208} (\frac{N_{202} + N_{200}}{2}) - {\overset{\cdot}{ω}}_{204} (\frac{N_{202} - N_{200}}{2})

N_{202} * {\overset{\cdot}{ω}}_{202} = {\overset{\cdot}{ω}}_{208} (\frac{N_{202} + S_{200}}{2}) + {\overset{\cdot}{ω}}_{204} (\frac{N_{202} - N_{200}}{2})

I_{180} * - {\overset{\cdot}{ω}}_{180} = - T_{180} + T_{164}

I_{176} * {\overset{\cdot}{ω}}_{176} = T_{180} - T_{182} - T_{192} - T_{178} - T_{172} + T_{168}

I_{180} * - {\overset{\cdot}{ω}}_{180} = - T_{180} + T_{164}

I_{192} * {\overset{\cdot}{ω}}_{192} = T_{192} + T_{166} - T_{170}

{I_{182} * {\overset{\cdot}{ω}}_{182} = T}_{182} - T_{156}

{I_{184} * {\overset{\cdot}{ω}}_{184} = N}_{184} F_{184} - T_{180} (\frac{N_{184}}{N_{180}})

I_{196} * {\overset{\cdot}{ω}}_{196} = - \frac{T_{182}}{N_{182}} (\frac{N_{182} - N_{192}}{2}) + \frac{T_{192}}{N_{192}} (\frac{N_{182} - N_{192}}{2}) + F_{184} (\frac{N_{182} - N_{190}}{2})

N_{192} * {\overset{\cdot}{ω}}_{192} = {\overset{\cdot}{ω}}_{176} (N_{182} + N_{192}) - {\overset{\cdot}{ω}}_{182} N_{182}

N_{182} * {\overset{\cdot}{ω}}_{182} = N_{180} * {\overset{\cdot}{ω}}_{180} + {\overset{\cdot}{ω}}_{al} (N_{182} - N_{180})

N_{182} * {\overset{\cdot}{ω}}_{182} = {\overset{\cdot}{ω}}_{196} (\frac{N_{182} - N_{192}}{2}) + N_{182} * {\overset{\cdot}{ω}}_{176}

N_{184} * {\overset{\cdot}{ω}}_{184} = {\overset{\cdot}{ω}}_{186} (\frac{N_{182} - N_{192}}{2})

{\overset{\cdot}{ω}}_{208} = {\overset{\cdot}{ω}}_{180}

式中T是扭矩值，I是惯性，F是力，ω是旋转速度，是旋转加速度，而N是特定齿轮件上的齿数。

和

都是旋转加速度值，但差别在于，

以rpm/秒²为单位，而以弧度/秒²为单位。

求出与特定的变速器相联系的标定常数之后，从上面提供的两个基本方程式算出相应的和

的值。在图2a的步骤102，然后把

和的值输入以下方程式求解To_Blend。

T_{o}_Blend = \frac{\cdot_{t - (a_{t} - b_{t} a_{o} / b_{o}) T_{i}}}{(b_{t} / b_{o} (\cdot_{o} / T_{o}) i - b_{t} c_{o} / b_{o} + c_{t})}

应当指出，针对上述比率改变的扭矩阶段作出的假定，具体地说，在比率改变过程中输出加速度对输出扭矩的比率保持不变，由项

体现。由此，所述项变成恒定，只在比率开始改变时测量。

因为从所述变速器的自由体受力图推算的

值是根据所述所需的换挡时间的，所以To_Blend的相应的值进行类似的缩放，以便符合所述所需的换挡时间。

在图2a步骤102，然后把为符合所需的换挡时间而缩放后的To_Blend值代入以下方程式，以便求解Tcl_Blend，从而也对其进行缩放，以便既遵循所需的换挡时间，又遵循缩放后的输出扭矩。

T_{cl}_Blend = \frac{{[{(\cdot_{o} / T_{o})}_{i} + a_{o} c_{t} / a_{t} - c_{o}] T_{o} - a_{o} / a_{t} * \cdot_{t}}}{(b_{o} - a_{o} b_{t} / a_{t})}

在图2a的步骤104，按照所述方程式用受到限制的离合器扭矩值Tcl重新计算受到限制的输出扭矩To_Clamp值：

T_{o}_Clamp = \frac{[T_{cl} (b_{o} - a_{o} b_{t} / a_{t}) + a_{o} / a_{t} * \cdot_{t}]}{[{(\cdot_{o} / T_{o})}_{i} + a_{o} c_{t} / a_{t} - c_{o}]}

重新计算的输出扭矩的值T₀_Clamp和受到限制的离合器扭矩的值T_cl_Blend输入以下方程式，以便推算达到所需的换挡时间所需的基本输入扭矩T_i_Clamp。

T_{i}_Clamp = \frac{\cdot_{t} - b_{t} T_{cl} + c_{t} T_{o}}{a_{t}}

输入扭矩的值是限于所述引擎能够产生的级别的，从而可能需要修改所需的换挡时间。

在图2a的步骤106，把受到限制的输入扭矩T_i_CIamp和(必然时)修改后的所需换挡时间输入以下方程式，以便产生可以达到的涡轮机加速度

·_t＝{a_t+c_ta_o/[(·_o /T_o)_i-c_o]}*T_i+{b_t+c_tb_o/

[(·_o/T_o)_i-c_o]}*T_cl

在图2a的步骤108，符合上面所识别的约束所需的离合器扭矩和输出扭矩的值，分别按照以下方程式算出：

T_{cl} = \frac{[(\cdot_{o} / T_{o}) i - c_{o}] \cdot_{t} - a_{t} T_{i} [{(\cdot_{o} / T_{o})}_{i} - c_{o}] - c_{t} a_{o} T_{i}}{{[{(\cdot_{o} / T_{o})}_{i} - c_{o}] b_{t} + c_{t} b_{o}}}

T_{o} = \frac{[T_{cl} (b_{o} - a_{o} b_{t} / a_{t}) + a_{o} / a_{t} * \cdot_{t}]}{[(\cdot_{o} / T_{o}) i + a_{o} c_{t} / a_{t} - c_{o}]}

在步骤110，把起始(off-going)离合器的扭矩值T_cl转换为压力值P_off。

图2b图解说明用于计算比率改变的扭矩阶段过程中变速器输入扭矩最佳值的方法。然后可以按照变速器输入扭矩的实际的值变为算出的变速器输入扭矩最佳值所需的数量来改变引擎输出。图2b不同于图2a，部分地因为图2a是在所述惯性阶段过程中实现的，而图2b是在换挡事件的扭矩阶段过程中实现的。

在图2b的步骤112，使按照图2a的方法算出的起始(off-going)离合器扭矩Tcl在扭矩阶段时间斜坡下降到零，以便产生斜坡变化的起始(off-going)离合器扭矩T_off。在一般地与步骤112同时完成的步骤114，进入(on-coming)离合器扭矩T_oncl从标定阈值斜坡变化到代表在扭矩阶段时间过程中固定下一个齿轮比率的值。在步骤114推算的所述斜坡下降进入(on-coming)离合器扭矩用参考字符T_on识别。在步骤116，算出扭矩阶段输入扭矩T_on。也在步骤116，所述重新计算的输入扭矩T_i(所需的)用代表所述液力变矩器的乘法因数调整，并发送到引擎控制模块107。在步骤118，把进入(on-coming)和起始(off-going)离合器的扭矩值T_on和T_off转换为相应的压力值P_on和P_off。在一个替代的实施例中，在步骤118，把起始(off-going)离合器的扭矩值T_off转换为相应的压力值P_off，而所用的压力值P_on是通过以最大填充速率填充进入(on-coming)离合器而达到的。在步骤120，算出扭矩阶段输出扭矩T₀。

在图2b的步骤116，以下两个方程式用来计算扭矩阶段输入扭矩T₀：

T_on＝k₆₁T_o+k₆₂T_i+k₆₃·_t

T_off＝k₆₄T_o+k₆₅T_i+k₆₆·_t

数值k₆₁、k₆₂、k₆₃、k₆₄、k₆₅和k₆₆是标定常数，以与类似上面用于计算标定常数a_t、b_t、c_t、a₀、b₀和c₀的方式，针对特定的变速器求出。然后利用所述方程式求解输入扭矩：

T_{i} = \frac{- (k_{61} / k_{64} * T_{off} - T_{on} - k_{66} k_{61} / k_{64} * \cdot_{t} + k_{63} * \cdot_{t})}{({- k}_{61} k_{65} / k_{64} + k_{62})}

从所述方程式推算的输入扭矩的值代表同步时需要的引擎扭矩的数量。在一个推荐的实施例中，引擎扭矩的减小是通过火花消除器完成的，而增大引擎扭矩是通过打开节流阀完成的。但是，应当指出，有许多方法可以增大和/或减小引擎扭矩。

本发明的方法为每一个开油门换低挡建立两个自适应参数。自适应参数包括起始(off-going)离合器压力自适应参数和进入(on-coming)离合器容量自适应参数。自适应参数之所以这样命名，是因为它们被监测并且适合于改善后来的换低挡。

图5a-5c表示预定的最优开油门换低挡。更精确地说，图5a表示从所达到的齿轮速度Ag过渡到命令的齿轮速度Cg的最优液力变矩器涡轮机速度n_t1。本专业的技术人员将会意识到，涡轮机和输入轴是互联的，而相应地涡轮机速度与输入轴速度相同。本专业的技术人员还将意识到，所达到的齿轮速度Ag是变速器输出速度乘以当前选定的齿轮速比，然而命令的齿轮速度Cg是所述变速器输出速度乘以命令齿轮速比。因此，在开油门4档换3挡过程中，Ag是变速器输出速度乘以第四档齿轮速比，而Cg是变速器输出速度乘以第三档齿轮速比。

图5c表示在开油门换低挡过程中进入(on-coming)离合器压力，包括填充阶段，其中进入(on-coming)离合器加压腔被填充和其中进入(on-coming)扭矩为零。相似地，图5b表示在开油门换低挡过程中起始(off-going)离合器压力。在最优开油门换低挡过程中，在涡轮机速度Ts达到图5a中标识的同步点之前，进入(on-coming)离合器扭矩为零。还应当指出，同步点还代表所述扭矩阶段的起点。

起始(off-going)离合器所施加的扭矩最好按照一个表从起始(off-going)离合器压力转换。所述表提供由多个点或者单元定义的扭矩与压力关系曲线。在一个推荐的实施例中，所述表是由三个单元定义的三位表。这通过允许扭矩与压力关系在所述曲线特定的点上的自适应修正在不改变所述曲线其余部分的情况下，提供灵活性。换句话说，只更新可以影响特别的偏差的单元。

如在图5c看到的，在所述同步点上进入(on-coming)离合器压力等于进入(on-coming)离合器复位弹簧(未示出)施加的压力，因而零扭矩是由进入(on-coming)离合器施加的。紧跟在所述同步点之后，进入(on-coming)离合器正在产生某个扭矩，但还不足以避免过去的同步条件，以下称为引擎爆燃(flare)，其中涡轮机速度n_t超过命令的齿轮速度Cg。由此，本发明的方法在所述同步点上实现引擎扭矩管理，以便避免引擎爆燃。

换挡偏差，亦即，可以通过调整起始压力自适应参数来校正的偏离图5a的预定最优换挡的偏差，用图解方式表达在图6a-c中。在图6a中，涡轮机速度n_t2代表所述换挡偏差″早期滑移″，而涡轮机速度n_t3代表换挡偏差″后期滑移″。早期滑移和后期滑移都潜在地造成不适当的起始(off-going)离合器压力。

所述控制器监测涡轮机速度偏离所达到的齿轮速度Ag的偏差Ts，以便确定是否发生早期滑移或者后期滑移。若涡轮机速度n_t提前上升到超过所达到的齿轮速度Ag一个预定的数量，例如，50rpm，则表明早期滑移。相反，若涡轮机速度n_t延迟上升到超过上面的所达到的齿轮速度Ag一个预定的数量，例如，50rpm，则表明后期滑移。

如图6b所示，爆燃是一种换挡偏差，其中涡轮机速度n_t4上升到超过命令的齿轮速度Cg一个预定的数量，例如50rpm。

与在预定的最优开油门换低挡过程中涡轮机速度n_t1的实线描写对比，短换挡和长换挡过程中的涡轮机速度用图解方式分别示于图6c的曲线n_t5和n_t6。短换挡或者长换挡通过比较惯性阶段的持续时间与预定的最优换挡时间比较来识别。当涡轮机速度比所达到的齿轮速度Ag高一个预定的数量，例如，50rpm时，便是所述惯性阶段的持续时间的起点，而当涡轮机速度比所述命令的齿轮速度Cg低一个预定的数量，例如，50rpm时，便是结束。惯性阶段持续时间不足，亦即，与预定的最优换挡时间对比，表示短换挡，而过长的惯性阶段持续时间则表示长换挡。

控制器配置成对命令的压力进行闭环控制。因此，所述控制器配置成根据实际的涡轮机速度和想要达到的涡轮机速度之间的偏差，识别想要达到的压力和实际压力之间的偏差。从前解决的换挡偏差是通过控制器检测的，它把换挡实际的特性与预定的最优换挡比较。所述控制器还配置成分析从闭环控制获得的信息，来相应地调整所述起始压力自适应参数。

在闭环增大和闭环减小过程中涡轮机速度在图形上分别类似于短换挡和长换挡。因此，参见图6c，在闭环增大过程中的涡轮机速度用图解方式通过曲线n_t5描绘，而在闭环减小过程中，涡轮机速度用图解方式通过曲线n_t6描绘。随着实际的涡轮机速度曲线和想要涡轮机速度曲线之间的误差增大，所述闭环控制使命令的压力成正比地增大，以便修正所述误差。当命令的压力比预定的最大阈值增加或者减小时，发生″闭环增大″或者″闭环减小″。

通过调整起始压力自适应参数解决上面识别的换挡偏差的方法如图7所示。在步骤121，若检测出早期滑移，则增大所述起始压力自适应参数。在步骤122，若检测出或者短换挡或者闭环增大和爆燃，则增大起始压力自适应参数。按照本发明一个推荐实施例，起始(off-going)自适应参数是上述多位表，而单元在步骤121和122与它们对特定的偏差负责的程度成正比地增大。在步骤124，若检测出后期滑移，则减小起始压力自适应参数。在步骤126，若检测出或者长换挡或者闭环减小，则减小所述起始压力自适应参数。在步骤128，若检测出或者短换挡或者闭环增大，而且不符合对于步骤120-126的判据，则减小所述起始压力自适应参数。在步骤130，若检测出爆燃，而且没有短换挡或者闭环增大，则增大所述起始压力自适应参数。在步骤132，若不符合步骤120-130的判据，则如以下详细描述的，以增量方式减小所述起始压力自适应参数，以便产生爆燃。

为了在步骤132校正所述自适应参数，在不符合步骤120-130的判据过程中在预定次数的换挡之后修改所述起始压力自适应参数。更精确地说，若不符合步骤120-130的判据的换档出现次数达到预定数目，则在后来的换挡过程中以增量方式减小多位起始压力自适应参数的低扭矩单元点，直至检测出偏差的任何增大或者达到最小钳位，而且此后以增量方式增大所述低扭矩单元点，直至所述偏差不再存在。在本发明的所述推荐实施例中，起始压力自适应参数是由上述三位表组成的，而在步骤132的修正只施加在低扭矩单元，但是，应当指出，在各替代的实施例中这样的修正可以施加于其他单元。

最好按照图7的方法，按照通过以下方程式获得的修正值增大或者减小所述起始压力自适应参数：(完全的修正)(标量)(增益)(增益2)。完全的修正或者是标定信号或者是测量信号，诸如来自涡轮机速度的信号，这给出校正所述自适应问题的项。所述标量随换挡偏差类型而变，因为有些换挡偏差要求比其他换挡偏差更进取的校正作用。所述增益与自适应误差计数器有关，后者跟踪起始压力自适应参数运动的方向。增益2是一个变量，设计成给可造成给定的偏差的起始(off-going)离合器多位自适应的特定单元赋予加权修正。因此，增益2与它们对所述偏差负责的程度成正比地修正所述起始(off-going)离合器多位自适应参数的这些单元，使得甚至不必施加所述校正。若在相继出现的换低挡过程中所述起始压力自适应参数增加，则所述自适应误差计数器每次换挡增大到预定的最大值，例如，7。相似的，若在相继出现的换低挡过程中所述起始压力自适应参数减小，则所述自适应误差计数器每次换挡减1，直至达到预定的最小值，例如，-7。所述增益是根据自适应误差计数器值建立的，使得所述增益的振幅与所述自适应误差计数器的绝对值成正比。换句话说，在所述自适应误差计数器中每次相继出现的加1或减1，都产生较大的增益。这样，若在相继出现的换低挡过程中所述起始压力自适应参数已经被命令在一个方向上改变，亦即，增强或者减弱，则所述自适应校正的程度可能增强。因而，所述修正值响应相继出现的发生换挡偏差的被监测的换低挡的数量而改变。若所述起始压力自适应参数增强，然后随后减小，或者相反，则所述自适应误差计数器复位为零，而所述增益变成它的最小值。另外，应当指出，所述容积自适应参数以类似的方式增强和减弱。

上面详细描述了所述起始压力修正之后，以下将讨论进入(on-coming)容积自适应参数。参见图6d，其中表示换挡偏差，亦即，可以通过调整进入(on-coming)容积校正的偏离图5a的预定最优换挡的偏差。更精确地说，图6d表示负重叠涡轮机浮动情况下的换挡偏差，这是一种这样的换档偏差，其中涡轮机速度n_t7在低于命令的齿轮速度Cg的值上浮动，因此不能在所需的时间内抵达所述命令的齿轮速度Cg。

图8中示出用于调整进入(on-coming)容积自适应参数的方法。在步骤134，当检测出爆燃时，增大进入(on-coming)容积自适应参数，不论检测出短换挡还是闭环增大，所述命令的齿轮涡轮机加速度低于预定的最小值，而且没有检测出早期滑移。在步骤136，当爆燃控制被引发时，增大进入(on-coming)容积自适应参数。当Ts超过命令的齿轮速度Cg一个被认为是过量的数量时，爆燃控制被引发。在本发明的推荐的实施例中，当Ts超过所述命令的齿轮速度Cg大于例如300rpm时，爆燃控制被引发。在步骤138，当检测出极短的换挡而且既没有检测出爆燃又没有检测出长换挡时，或者当检测出负重叠涡轮机浮动，又没有检测出后期滑移时，减小所述进入(on-coming)容积自适应参数。在步骤140，所述进入(on-coming)容积自适应参数以增量方式减小。步骤132的所述增量减小操作是用与上述在步骤122针对起始压力自适应参数的相同的方法完成的。另外，应当指出，步骤132和122的增量减小最好配置成是在后来的换挡过程中交替的，使得只有一个或者另一个在单一的换挡过程中完成。

所述偏差爆燃(flare)和短换挡可造成或者不适当的压力或者不适当的算出的容积。由此，在步骤134存在关于进入(on-coming)容积自适应参数的上限，用来避免对由不正确的起始压力值引起的偏差的进入(on-coming)容积校正。更精确地说，提示已知容积增大到最大极限以上的偏差很可能造成起始压力而不是容积，并通过上述起始压力自适应解决问题。在步骤134施加的极限最好用压力开关(未示出)实现，它设计成抑制进入(on-coming)容积增大到大于预定的最大值。这样，起始压力和进入(on-coming)容积自适应地一起工作，以便识别是什么造成所述偏差，因而在此后以适当的方式解决所述偏差。

尽管已经详细描述本发明的最佳实施方式，但是本发明所涉及的专业的技术人员会在后附的权利要求书的范围内想出不同的替换设计和实施例来实践本发明。

Claims

1.一种用于改善具有自动变速器和动力源的动力传动系开油门换低挡的方法，所述自动变速器还具有起始离合器和进入离合器，所述方法包括：

计算最优起始离合器扭矩和压力；

计算最优变速器输入扭矩值；

以这样一种方式控制所述动力源的输出，即，把当前变速器输入扭矩值改变为所述最优变速器输入扭矩值；

建立自适应参数；

在开油门换低挡过程中监测变速器工作特性；

分析所述变速器工作特性，以便识别偏离预定的最优换低挡的至少一个预定的偏差；以及

响应所述至少一个偏差，调整所述自适应参数，以便改善后来的开油门换低挡。

2.如权利要求1所述的方法，其中所述自适应参数是由多个单元组成的多位起始离合器压力自适应参数。

3.如权利要求2所述的方法，其中所述所述自适应参数的调整包括调整所述多位起始离合器压力自适应参数。

4.如权利要求3所述的方法，其中对所述多位自适应参数的调整包括按照它们各自对特定的偏差负责的程度调整一个或多个单元，从而所述单元的调整不必均匀地加到所述各单元上。

5.如权利要求4所述的方法，其中还包括在所述第一次开油门换低挡之后预定的开油门换低挡次数过程中监测所述变速器的工作特性；以及若在所述预定的开油门换挡低次数过程中没有检测出所述至少一个偏差，则在所述预定的开油门换低挡次数之后至少一次换低挡中间的每一次之后，减小所述自适应参数，直至出现递增的偏差。

6.如权利要求1所述的方法，其中所述进入离合器具有加压腔，而所述自适应参数是所述进入离合器加压腔的估计的容积。

7.如权利要求1所述的方法，其中在所述开油门换低挡的所述扭矩阶段过程中计算最优起始离合器压力的所述操作基于所述变速器的扭矩分析。

8.如权利要求1所述的方法，其中在所述开油门换低挡的所述惯性阶段过程中计算最优变速器输入扭矩值的所述操作基于所述变速器的扭矩分析。

9.如权利要求1所述的方法，其中按照把当前变速器输入扭矩值改变为所述最优变速器输入扭矩值所需的数量来控制所述动力源输出的所述操作是通过抑制所述动力源的火花来完成的。

10.如权利要求1所述的方法，其中按照把当前变速器输入扭矩值改变为所述最优变速器输入扭矩值所需的数量来控制所述动力源输出的所述操作是通过改变所述动力源的燃料消耗量来完成的。

11.如权利要求1所述的方法，其中按照把当前变速器输入扭矩值改变为所述最优变速器输入扭矩值所需的的数量来控制所述动力源输出的所述操作是通过改变所述动力源的空气吸入量来完成的。

12.一种用于动力传动系的控制设备，所述动力传动系具有动力源和自动变速器，所述自动变速器具有：输入轴和输出轴；第一离合器和第二离合器；第一和第二填充腔，为了对所述第一和第二离合器进行液压操纵而分别向所述填充腔提供液压油；第一和第二执行器，分别配置成选择性地允许加压液体进入所述第一和第二填充腔；其中所述第一离合器和所述第二离合器配置成在开油门换低挡过程中通过所述第一离合器的分离和所述第二离合器的啮合实现速比改变，所述控制设备包括：

控制器，运行时连接到所述第一执行器和所述第二执行器，以便控制所述第一离合器的选择性分离，从而使所述第一离合器成为起始离合器，并使所述第二离合器啮合，从而使所述第二离合器成为进入离合器；

所述控制器编程并配置成计算最优起始离合器压力；

所述控制器编程并配置成计算最优变速器输入扭矩值；

所述控制器编程并配置成控制所述动力源的输出，以便把当前变速器输入扭矩值改变为所述最优变速器输入扭矩值；

所述控制器编程并配置成建立自适应参数；

所述控制器编程并配置成在所述开油门换低挡过程中监视变速器特性；

所述控制器编程并配置成分析所述变速器特性，以便识别偏离预定的最优换挡的预定的换挡偏差；以及

所述控制器编程并配置成响应所述换挡偏差而调整所述自适应参数，使得所述换挡偏差被校正，并改善后来的换低挡。

13.如权利要求12所述的设备，其中所述控制器编程并配置成产生所述起始离合器要响应的起始离合器压力命令，以及所述自适应参数是关于起始离合器压力的三位表。

14.如权利要求12所述的设备，其中所述控制器配置成产生所述离合器要响应的进入离合器压力命令；其中所述控制器配置成确定何时产生所述进入离合器压力命令，以便根据估计的进入离合器加压腔容积来实现速比改变；以及其中所述自适应参数是进入离合器容积自适应参数，所述估计的进入离合器加压腔容积的值取决于所述进入离合器容积自适应参数。

15.如权利要求12所述的方法，其中所述控制器配置成通过改变燃料消耗量来控制所述动力源输出。

16.一种方法，它包括：

建立自适应参数；

计算关于所述自适应参数的初始的估计值；

在多个开油门换低挡过程中监测变速器工作特性；

确定对于多个换低挡中的每一个所述变速器工作特性是否指明发生偏离预定的最优换低挡的预定换挡偏差；以及

在所述各换低挡中间的每一次换低挡之后调整自适应参数的值，对于所述各换低挡操作，所述变速器工作特性表示发生第一换挡偏差。

17.如权利要求16所述的方法，其中调整所述自适应参数的值的所述操作包括对所述自适应参数施加修正值。

18.如权利要求16所述的方法，其中还包括响应其中发生第一预定的换挡偏差的多次连续监测的换低挡操作而改变所述修正值。