DE112004001280T5

DE112004001280T5 - Getriebeanordnung mit stufenlos veränderbarem Übersetzungsverhältnis und Steuerverfahren für selbige

Info

Publication number: DE112004001280T5
Application number: DE112004001280T
Authority: DE
Inventors: Stephen William Murray
Original assignee: Torotrak Development Ltd
Current assignee: Torotrak Development Ltd
Priority date: 2003-07-12
Filing date: 2004-06-03
Publication date: 2006-05-24
Also published as: GB2418712B; GB2417780A; US8489299B2; GB0316382D0; DE112004001278B4; WO2005015060A1; CN100473878C; GB0600398D0; WO2005015244A1; US20070142163A1; GB0600395D0; GB2417780B; CN1853107A; CN1849475A; US8989970B2; JP2007528963A; CN100554971C; DE112004001278T5; US20070112495A1; JP2007528999A

Abstract

Getriebeanordnung mit stufenlos veränderbarem Übersetzungsverhältnis ("Variator"), mit einem Rollkörper, der Bewegung zwischen einem Paar von Laufflächen überträgt, wobei der Rollkörper in Übereinstimmung mit Änderungen des Variatorübersetzungsverhältnisses beweglich ist, einem hydraulischen Aktuator, der eine Vorspannkraft auf den Rollkörper aufbringt, wenigstens einem mit dem Aktuator durch eine Hydraulikleitung verbundenen Ventil, um an den Aktuator angelegten Druck zu steuern und damit die Vorspannkraft zu steuern, und einer elektronischen Steuerung, die die geforderte Vorspannkraft bestimmt und das Ventil entsprechend einstellt, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventileinstellung zusätzlich abhängt von einem Durchfluss in der Hydraulikleitung.

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft eine Getriebeanordnung mit stufenlos veränderbarem Übersetzungsverhältnis ("Variator") und ein Steuerverfahren für selbige.
Variatoren zum Einsatz in Kraftfahrzeuggetrieben sind weithin bekannt. Die vorliegende Erfindung ist insbesondere anwendbar auf Variatoren der Art, die manchmal als "drehmomentgesteuert" bezeichnet wird. Das Prinzip, nach dem sie funktionieren, ist z.B. aus den früheren Torotrak Patenten (einschließlich US 5 395 292 und dessen europäischem Gegenstück EP 444 086 ) bekannt, kann jedoch wie folgt kurz zusammengefasst werden. Während herkömmlichere "übersetzungsgesteuerte" Variatoren einen Steuereingang empfangen, der einem gewählten Variatorübersetzungsverhältnis entspricht (ermittelt durch eine zugehörige elektronische Steuerung) und dazu konstruiert sind, sich automatisch einzustellen, um das gewählte Übersetzungsverhältnis bereitzustellen, empfängt stattdessen ein drehmomentgesteuerter Variator einen Steuereingang, der gewählten Drehmomenten am Variatoreingang/-ausgang entspricht. Wenn man das spezielle Beispiel des Variators vom Reibrollen-Typ mit toroidaler Lauffläche betrachtet, das in den vorgenannten Torotrak-Patenten beschrieben ist, legt der Steuereingang des Variators unmittelbar das "Reaktionsmoment" fest, welches die Summe aus dem Eingangs- und Ausgangsdrehmoment des Variators ist. Das tatsächliche Variatorübersetzungsverhältnis ist nicht unmittelbar durch den Steuereingang an den Variator festgelegt. Stattdessen ergibt es sich aus der Beschleunigung/Verzögerung des Motors und Fahrzeugs, die aus den entsprechenden darauf durch die Variatoreingangs- und -ausgangswellen ausgeübten Drehmomente resultieren.
Der Steuereingang für diese Art von Variator hat üblicherweise die Form einer Differenz zwischen zwei Hydraulikdrücken. Durch Wirken auf gegenüberliegende Kolbenflächen erzeugen die zwei Drücke eine einstellbare Kraft auf Bauteile des Variators (typischerweise in Form von Rollkörpern), die wiederum dazu dienen, das Reaktionsmoment zu erzeugen. Ein Paar Hydraulikventile wird dazu benutzt, die zwei Hydraulikdrücke zu steuern. In dem zugehörigen elektronischen Steuergerät wird eine Anforderung nach einem Variatorreaktionsmoment in eine Anforderung hinsichtlich der zwei Drücke umgewandelt und weiter in Steuersignale, die den zwei Ventilen zugeführt werden. Somit hat das elektronische Steuergerät eine unmittelbare Kontrolle über das Variatorreaktionsmoment.
Solange das Variatorübersetzungsverhältnis konstant ist und keine Fluidströmung zwischen den Hydraulikventilen und den Variatorkolben stattfindet, sind die auf die Variatorkolben wirkenden Hydraulikdrücke gleich den Ausgangsdrücken aus den entsprechenden Hydraulikventilen. Jedoch haben die Erfinder erkannt, dass dann, wenn das Variatorübersetzungsverhältnis sich ändert, womit eine entsprechende Strömung in der die Ventile mit den Kolben verbindenden Hydraulik einhergeht, unvermeidlich ein Druckabfall in den Leitungen längs der Strömungsrichtung auftritt. Die auf die Variatorkolben ausgeübten Drücke sind deshalb nicht gleich den Druckausgängen von den Hydraulikventilen. Das Ergebnis kann eine Abweichung des Reaktionsmoments von dem geforderten Wert sein.
Das Problem wird verstärkt, weil die Hydraulik typischerweise eine Art hydraulischen Dämpfer enthält, der als Reaktion auf eine Fluidströmung einen Druckabfall erzeugen soll, um dadurch ein unerwünschtes schwingendes Verhalten des Variators selbst zu verringern. Der Dämpfer trägt zu dem Druckabfall bei. Ein Fluiddurchfluss kann darüber hinaus die Ventile daran hindern, die geforderten Drücke zu erzeugen.
Gemäß einem ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung wird eine Getriebeanordnung mit stufenlos veränderbarem Übersetzungsverhältnis ("Variator") bereitgestellt, mit einem Rollkörper, die Bewegung zwischen einem Paar von Laufflächen überträgt, wobei der Rollkörper im Einklang mit Änderungen des Variatorübersetzungsverhältnisses bewegbar ist, einem hydraulischen Aktuator, der eine Vorspannkraft auf den Rollkörper aufbringt, wenigstens einem Ventil, das durch eine Hydraulikleitung mit dem Aktuator verbunden ist, um an den Aktuator angelegten Druck zu steuern und damit die Vorspannkraft zu steuern, und einer elektronischen Steuerung, die die erforderliche Vorspannkraft ermittelt und das Ventil entsprechend einstellt, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventileinstellung zusätzlich abhängt von einem Durchfluss in der Hydraulikleitung.
Durch Einstellen des Ventils in Abhängigkeit eines Durchflusses in der Hydraulik können Druckänderungen aufgrund eines solchen Durchflusses kompensiert werden.
In einer besonders bevorzugten Ausführungsform dient die Steuerelektronik zum Ermitteln des Durchflusses in der Hydraulikleitung, um eine sich daraus ergebende Druckänderung zwischen dem Aktuator und dem Ventil festzustellen und die Ventileinstellung zum Kompensieren der Druckänderung einzustellen.
Auf diese Weise wird der elektronischen Steuerung ermöglicht, die gewünschte Vorspannkraft bereitzustellen, selbst während einer Änderung des Variatorübersetzungsverhältnisses. Bei einem drehmomentgesteuerten Variator ist es somit möglich, zuverlässig ein gewünschtes Reaktionsmoment bereitzustellen.
In einer bevorzugten Ausführungsform berechnet die elektronische Steuerung die Druckänderung aus dem Durchfluss und den Eigenschaften einer oder mehrerer Bauteile der Hydraulikleitung.
Die Bauteileigenschaften können in Nachschlagetabellen der elektronischen Steuerung abgespeichert werden. Alternativ kann in diesem Zusammenhang ein mathematisches Modell verwendet werden. Typischerweise liefert die Tabelle oder das Modell den von dem Bauteil erzeugten Druckabfall in Abhängigkeit eines Durchflusses durch es. Die Richtung dieses Druckabfalls hängt natürlich von der Fluidströmungsrichtung ab. Seine Wirkung kann den Druck an den Variatorkolben ansteigen oder abfallen lassen. Eine Berücksichtigung einer Änderung des Druckabfalls mit der Fluidviskosität und/oder der Temperatur kann ebenfalls stattfinden.
Bei einem drehmomentgesteuerten Variator vom Reibrollen-Typ mit toroidaler Lauffläche ist der Durchfluss in der das Ventil mit dem Aktuator verbindenden Hydraulikleitung eine Funktion der Änderungsgeschwindigkeit des Variatorübersetzungsverhältnisses und auch des Variatorübersetzungsverhältnisses und kann aus diesen Größen berechnet werden. Bemerkt sei jedoch, dass diese Größen nicht unmittelbar durch die Elektronik gesteuert werden und deshalb selbst gemessen oder berechnet werden müssen. Eine Druckkompensation auf gemessenem Variatorübersetzungsverhältnis basieren zu lassen könnte den Variator aufgrund einer Rückführung unerwünschter Schwingung und/oder Dämpfungsverringerung aus der Hydraulik instabil werden lassen.
Gemäß einer besonders bevorzugten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung berücksichtigt die elektronische Steuerung beim Berechnen des Durchflusses vorhergesagte Werte von Motordrehzahl und Motorbeschleunigung.
Selbstverständlich steht die Motordrehzahl in Beziehung zur Variatoreingangsdrehzahl und somit in Beziehung zum Variatorübersetzungsverhältnis. Mit der Motordrehzahl zusammenhängende Rückführungsprobleme können durch Einsatz vorhergesagter anstelle unmittelbar gemessener diesbezüglicher Werte verhindert werden.
Vorzugsweise enthält die Hydraulikleitung wenigstens ein Bauteil, das zum Erzeugen einer Druckänderung in Reaktion auf Durchfluss und dadurch zum Dämpfen einer Schwingung des Variatorrollkörpers dient, und aufgrund der Kompensation der Ventileinstellung basierend auf vorhergesagter Motordrehzahl und Motorbeschleunigung ist die gemeinsame Wirkung des Ventils und des Bauteils die, Abweichungen der Rollkörperstellung von den zu der vorhergesagten Motordrehzahl korrespondierenden zu dämpfen. Das in Rede stehende Bauteil ist vorzugsweise ein hydraulischer Dämpfer. Jedoch kann jedes Bauteil, welches einem Durchfluss einen verengten Querschnitt bereitstellt, diesem Zweck dienen.
Bei einer weiteren bevorzugten Ausführungsform berücksichtigt die elektronische Steuerung beim Berechnen des Durchflusses die Fahrzeuggeschwindigkeit und die Fahrzeugbeschleunigung.
Aus der Fahrzeuggeschwindigkeit/-beschleunigung können die Ausgangsdrehzahl des Variators und deren Änderungsgeschwindigkeit ermittelt werden. Wiederum gibt es jedoch potentielle Probleme, wenn beim Berechnen von Durchfluss eine gemessene Fahrzeuggeschwindigkeit benutzt wird, denn dadurch können niedrigfrequente Fahrzeug/Antriebsstrangschwingungen auf eine zur Instabilität führenden Weise rückgeführt werden.
Bei einer besonders bevorzugten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung berücksichtigt die Steuerelektronik beim Ermitteln des Fahrzeugbeschleunigungswertes, der zum Berechnen des Durchflusses verwendet wird, eine zum Antreiben des Fahrzeugs aufgebrachte Nettokraft.
Vorzugsweise wird die zum Antreiben des Fahrzeugs aufgebrachte Nettokraft dazu benutzt, ein erstes Fahrzeugbeschleunigungssignal zu erhalten, das hochpassgefiltert ist, und eine Messung der Fahrzeuggeschwindigkeit oder -beschleunigung wird dazu benutzt, ein zweites Fahrzeugbeschleunigungssignal zu erhalten, das tiefpassgefiltert ist, und das erste und das zweite Signal werden dann addiert, um ein beim Berechnen des Durchflusses verwendetes, verbessertes Fahrzeugbeschleunigungssignal zu ergeben.
Es besteht ferner das Problem des Beschaffens eines brauchbaren Fahrzeuggeschwindigkeitswertes (oder äquivalent einer Variatorausgangsdrehzahl) zur Benutzung beim Berechnen des Durchflusses in der Hydraulik, da ein gemessener Fahrzeuggeschwindigkeitswert niedrigfrequenter Schwingung und auch Signalrauschen unterliegt.
Bei noch einer weiteren bevorzugten Ausführungsform wird eine gemessene Fahrzeuggeschwindigkeit tiefpassgefiltert und ein Offset wird dem gefilterten Signal hinzuaddiert, um eine durch das Filtern hervorgerufene Zeitverzögerung zu kompensieren.
Die vorliegenden Erfinder haben sich eines zweiten, allgemeineren Problems angenommen. Dieses betrifft die Ermittlung der Fahrzeugbeschleunigung. Ein Fahrzeugbeschleunigungssignal wird sowohl für die zuvor beschriebene Druckkompensation und aus anderen Gründen benötigt, das gefiltert ist, um niedrigfrequente Schwingung zu entfernen (aufgrund z.B. Oszillationen der Fahrzeugfahrwerks und des Antriebsstrangs), das jedoch nicht unzumutbar hinter der wahren Fahrzeugbeschleunigung hinterherhinkt.
Gemäß einem zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung wird ein Verfahren zum Ermitteln der Beschleunigung eines Kraftfahrzeugs bereitgestellt, welches umfasst das Ermitteln einer zum Antreiben des Fahrzeugs aufgebrachten Nettokraft, das daraus Berechnen eines Schätzwertes der Fahrzeugbeschleunigung und das Hochpassfiltern, um ein erstes Signal bereitzustellen, das Messen der Fahrzeugbeschleunigung, das Tiefpassfiltern der gemessenen Fahrzeugbeschleunigung, um ein zweites Signal bereitzustellen, und das Aufaddieren des ersten und zweiten Signals, um ein die Fahrzeugbeschleunigung repräsentierendes Ausgangssignal bereitzustellen.
Die Fahrzeugbeschleunigung könnte vielleicht unter Verwendung einer Art von Beschleunigungsmesser gemessen werden. Vorzugsweise wird jedoch der "gemessene" Wert durch Messen der Fahrzeuggeschwindigkeit und Differenzieren nach der Zeit erhalten.
Die Berechnung der Fahrzeugbeschleunigung aus einer Nettoantriebskraft umfasst vorzugsweise neben anderen Operationen die Subtraktion eines geschätzten Fahrzeugwiderstandes und die Division durch eine geschätzte Fahrzeugmasse.
Ein ausgeklügelteres Vorgehen beinhaltet eine Berücksichtigung der Straßenneigung, Veränderungen der Fahrzeugmasse, der Bremskraft etc. Vorzugsweise wird ein adaptives Fahrzeugmassen- und Gradientenmodell verwendet.
Gemäß einem dritten Aspekt der vorliegenden Erfindung wird ein Verfahren zum Erhalten eines eine physikalische Größe darstellenden Signals bereitgestellt, welches umfasst das Messen der Größe, um ein gemessenes Rohsignal bereitzustellen, das Tiefpassfiltern des Signals, um ein gefiltertes Signal bereitzustellen, und das Addieren eines Offsets zu dem gefilterten Signal, um ein die physikalische Größe darstellendes Ausgangssignal bereitzustellen, wobei der Offset durch Differenzieren des gefilterten Signals nach der Zeit und Multiplizieren mit einer Konstante erhalten wird.
Spezielle Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung werden nun lediglich exemplarisch unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen beschrieben, in denen:
1 eine stark vereinfachte, teilweise geschnittene Darstellung einiger Hauptkomponenten eines Variators vom Reibrollen-Typ mit toroidaler Lauffläche ist,
2 eine schematische Darstellung eines hydraulischen Variatorsteuerschaltkreises ist,
3(a)–3(e) Diagramme von Änderungen bestimmter Fahrzeugvariabler über der Zeit sind,
4 ein Blockdiagramm einer in einer Ausführungsform der vorliegenden Erfindung verwendeten Filterungsstrategie ist,
5 ein Blockdiagramm eines in derselben Strategie verwendeten Filters ist,
6 ein Diagramm ist, das tatsächliche und gemessene Fahrzeuggeschwindigkeitswerte (vertikale Achse) über der Zeit (horizontale Achse) zeigt,
7 eine stark schematische Darstellung eines Mehrbereichs-Getriebes eines Typs ist, der für sich bekannt ist, der jedoch in Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung verwendet werden kann,
8 ein Blockdiagramm einer erfindungsgemäßen Gesamtstrategie zum Steuern von Drücken in einem Variatorsteuerschaltkreis ist, und
9 ein Blockdiagramm ist, das illustriert, wie ein Druckabfall in dem Variatorsteuerschaltkreis berechnet wird.
Die in 1 dargestellte Variatorkonstruktion ist für sich bekannt. Die Zeichnung zeigt einen Variator 10 des "volltoroidalen" Typs. Bei diesem sind zwei Eingangsscheiben 12, 14 auf einer Antriebswelle 16 zur Drehung mit ihr angebracht und haben entsprechende teiltoroidale Flächen 18, 20, die korrespondierenden teiltoroidalen Flächen 22, 24 zugewandt sind, welche auf einer mittleren Ausgangsscheibe 26 ausgebildet sind, so dass zwischen den Scheiben zwei toroidale Hohlräume festgelegt sind. Die Ausgangsscheibe ist so gelagert, dass sie unabhängig von der Welle 16 drehbar ist. Antriebskraft von einem Motor oder einer anderen Kraftmaschine, eingeleitet über die Welle 16 und die Eingangsscheiben 12, 14, wird über einen Satz in den toroidalen Hohlräumen angeordneter Rollkörper auf die Ausgangsscheibe 26 übertragen. Alternativ kann eine Antriebskraft in der entgegengesetzten Richtung übertragen werden, von der Scheibe 26 auf die Scheiben 12, 14. Ein einzelner, stellvertretender Rollkörper 28 ist dargestellt, jedoch sind typischerweise drei solche Rollkörper in jedem Hohlraum vorgesehen. Eine stirnseitige Last, aufgebracht über die Eingangsscheiben 12, 14 durch eine hydraulische Stirnlastanordnung 15, stellt Druck zwischen den Rollkörpern und Scheiben bereit, um die Übertragung von Antriebskraft zu ermöglichen. Die Antriebskraft wird von der Ausgangsscheibe zu weiteren Teilen des Getriebes abgenommen, die typischerweise einen epizyklischen Mixer umfassen, wie untenstehend erläutert werden wird. Jeder Rollkörper ist in einem entsprechenden Käfig 30 gelagert, der selbst mit einem hydraulischen Aktuator 32 gekoppelt ist, wodurch eine einstellbare Translationskraft auf die Rollkörper/Käfig-Kombination aufgebracht werden kann. Die Rollkörper/Käfig-Kombination ist sowohl zu einer Translationsbewegung in der Lage als auch zum Drehen um die Achse eines Kolbens 31 des Aktuators 32, um den "Neigungswinkel" des Rollkörpers zu ändern und die Berührstellen zwischen Rollkörpern und Scheiben zu verschieben, wodurch eine Veränderung des Getriebeübersetzungsverhältnisses des Variators ermöglicht wird, wie Fachleuten auf dem Gebiet wohlbekannt ist.
Der dargestellte Variator ist vom drehmomentgesteuerten Typ. Der hydraulische Aktuator 32 übt eine gesteuerte Kraft auf die Rollkörper/Käfig-Anordnung aus und diese Kraft wird im Gleichgewicht ausgeglichen durch die Summe aus (1) der von der Eingangsscheibe 12 auf den Rollkörper ausgeübten Kraft und (2) der von der Aus gangsscheibe 26 auf den Rollkörper ausgeübten Kraft. Die drei Kräfte können ebenso gut als Drehmomente erzeugend angesehen werden, die den Rollkörper längs eines kreisförmigen Weges um die Variatorachse drängen. Man kann dann sagen, dass die Summe der auf die Eingangs- und Ausgangsscheibe des Variators wirkenden Drehmomente gleich dem vom Aktuator 32 ausgeübten Drehmoment ist und folglich proportional zur Druckdifferenz über den Kolben 31 ist. Diese Größe – die Summe der Eingangs- und Ausgangsdrehmomente – wird als das Reaktionsmoment bezeichnet. Durch Steuern der auf den Kolben 31 ausgeübten Drücke kann das Reaktionsmoment selbst unmittelbar gesteuert werden.
Das von dem Variator bereitgestellte Übersetzungsverhältnis ist folglich nicht unmittelbar gesteuert. Stattdessen resultieren Drehzahländerungen des Variatoreingangs und -ausgangs aus der Aufbringung der von dem Variator erzeugten Eingangs- und Ausgangsdrehmomente auf die mit dem Eingang und dem Ausgang gekoppelten Trägheitsmassen. Auf der Eingangsseite wird das von dem Variator erzeugte Drehmoment beim Ermitteln einer Motorbeschleunigung zu dem von dem Motor erzeugten Drehmoment hinzuaddiert. Das Variatorausgangsdrehmoment wird selbstverständlich an die Antriebsräder angelegt und dient zum Beschleunigen des Fahrzeuges. Wenn Veränderungen der Variatoreingangs- und -ausgangsdrehzahl stattfinden, bewegt sich die Rolle automatisch und präzessiert zu einer Stellung, die das erforderliche Variatorübersetzungsverhältnis bereitstellt.
Die Hauptsteuerungseingabe an den dargestellten Variator hat somit die Form einer Druckdifferenz in Leitungen S1, S2, die zu entgegengesetzten Seiten des Kolbens 31 führen. 2 stellt einen Hydraulikschaltkreis zum Steuern des Variators dar. In dieser Zeichnung sind die Variatorrollen 28, 28' ... und ihre zugehörigen Kolben 31, 31' ... auf eine stark schematische Weise wiedergegeben. Sie können als von den Hydraulikleitungen S1, S2 gespeist angesehen werden. Eine Hochdruckversorgung 48 ist vorhanden, mit einer Pumpe 50, die über ein Rückschlagventil 52 mit einem Druckspeicher 54 verbunden ist und ferner mit einem Ladesteuerungsventil 56 verbunden ist, welches den Pumpenausstoß falls notwendig umleitet, so dass die resultierende Ausgabe sich auf einem stabilen hohen Druck befindet. Diese Ausgabe wird zu einem Paar Drucksteuerventile V1, V2 geführt, die jeweils an die Hydraulikleitungen S1, S2 angelegte Drücke steuern. Jedes Ventil hat einen Zustand, in dem es seine Leitung V1, V2 mit der Hochdruckquelle 48 verbindet und einen anderen Zustand, in dem es seine Leitung mit einer Drucksenke verbindet, die in dieser Zeichnung schematisch durch den Getriebesumpf 58 angegeben ist. Der Ventilzustand hängt von zwei entgegengerichteten Kräften ab, die aufgrund (1) eines von einem Druckanforderungssignal der elektronischen Steuerung EC des Getriebes gesteuerten Elektromagneten und (2) eines von dem Ventilausgang abgenommenen Führungssignals auf die Ventilspule wirken. Folglich vergleicht das Ventil ständig seinen eigenen Ausgangsdruck mit der Druckanforderung von der elektronischen Steuerung und stellt den Ausgangsdruck ein, um mit der Druckanforderung übereinzustimmen. Somit hat die elektronische Steuerung eine unmittelbare Kontrolle über die Drücke P_V1 und P_V2 an den Ventilausgängen.
Unter Bedingungen, unter denen kein Durchfluss zwischen den Ventilen V1, V2 und den Kolben 31 stattfindet, sind die auf die Kolben 31 wirkenden Drücke P_CYL1 und P_CYL2 gleich den Ventilausgangsdrücken P_V1 und P_V2. Die Druckdifferenz über die Variatorkolben (die, wie man sich erinnert, das Reaktionsmoment des Variators bestimmt) stimmt mit dem Unterschied der zwei Druckanforderungen von der elektronischen Steuerung überein.
Änderungen im Variatorübersetzungsverhältnis werden jedoch von einer Bewegung der Kolben 31 begleitet und von den Kolben verdrängtes Fluid strömt durch den Hydraulikschaltkreis. Unterstellt sei, dass die Kolben 31 sich in 2 von links nach rechts bewegen. Ein Fluidvolumen wird auf der S1-Seite des Schaltkreises von den Kolben angesaugt und ein gleiches Volumen wird durch die Kolben in die S2-Seite ausgestoßen. Diese Fluidbewegung kann als ein Durchfluss durch den Variator angesehen werden, in dem Diagramm dargestellt als ein Durchfluss Q_V. In dem dargestellten Beispiel gibt es sechs Kolben 31 und folglich einen Durchfluss von Q_V ÷ 6 "durch" jeden Kolben. Der Durchfluss Q_V wird von der Hochdruckquelle 48 über das Ventil V1 der S1-Seite der Kolben 31 zugeführt und über das Ventil V2 zur Drucksenke ausgestoßen.
In jedem hydraulischen Kreis existiert ein Widerstand gegen eine Fluidströmung und folglich ein Druckabfall längs der Strömungsrichtung. Tatsächlich sind in dem dargestellten Schaltkreis Dämpfer enthalten, deren Zweck es ist, einen Druckabfall längs der Strömungsrichtung in Reaktion auf eine Fluidströmung zu erzeugen, um dadurch ein Schwingungsverhalten der Variatorkolben 31 und Rollkörper 28 zu dämpfen. Hauptdämpfer 60, 62 sind in den Strömungsleitungen S1, S2 zwischen den Kolben 31 und den Ventilen V1, V2 vorhanden und dienen zusammen miteinander zum Dämpfen einer Schwingung der Kolben. Rollkörperdämpfer 64, 66, 64', 66', 64'', 66'' ... in zu den einzelnen Kolben 31, 31', 31'' führenden Zweigleitungen dienen zum Dämpfen jeglicher Tendenz der Kolben, bezüglich einander außer Phase zu schwin gen. Die Dämpfer können als einfache Öffnungen in den Leitungen ausgebildet sein, obwohl sie andere Formen annehmen können.
Im Fall einer rechtsgerichteten Bewegung der Kolben besteht während Fluid strömt die Wirkung von Druckabfällen in dem Schaltkreis darin, dass der Druck P_CYL1 kleiner ist als P_V1 und dass P_CYL2 größer ist als P_V2 (diese Ungleichheiten würden umgekehrt sein, wenn die Bewegung nach links stattfände). Die Druckdifferenz ΔP_CYL über die Kolben 31 ist um die Summe der Druckabfälle über alle Verengungen in dem Schaltkreis kleiner als die von den zwei Ventilen V₁, V₂ angeforderte Druckdifferenz.
Bis hierher zusammenfassend erzeugen Veränderungen des Variatorübersetzungsverhältnisses einen Fluidfluss. Der Fluss erzeugt einen Druckabfall längs der Strömungsrichtung und bewirkt damit eine Abweichung der Druckdifferenz auf die Kolben von der durch die elektronische Steuerung eingestellten Druckdifferenz, die durch die Ventile V₁, V₂ wirkt. Da die Druckdifferenz am Kolben proportional zum Variatorreaktionsmoment ist, wird das Resultat eine Abweichung des Reaktionsmoments sein, falls keine Kompensation vorgesehen ist.
Mittels der vorliegenden Erfindung wird das Problem gelöst durch Aufbringen einer geeigneten Kompensation auf die die Ventile V₁ und V₂ steuernden Druckanforderungen. Beispielhaft sei angenommen, dass der momentane Durchfluss Q_V in dem Schaltkreis der 2 zu einem Druckabfall von PV1 – PCYL1 = PLOSS führt.
Gleichzeitig findet ein Anstieg von P_CYL2 statt. Wenn wir annehmen, dass der Abfall von P_CYL1 gleich dem Anstieg von P_CYL2 ist (obwohl diese Vereinfachung nicht erforderlich ist), dann ist PCYL = ΔPREQ – 2PLOSS,wobei ΔP_REQ die von der elektronischen Steuerung angeforderte Differenz der Druckausgänge von den Ventilen V₁, V₂ ist. Zum Kompensieren kann ΔP_REQ auf ΔP¹ _REQ korrigiert werden, wobei ΔP1 REQ = ΔPREQ + 2PLOSS ist.
Diese Kompensation kann erreicht werden durch Erhöhen der Druckanforderung an V₁, durch Vermindern der Anforderung an V₂, oder durch eine Kombination von beidem. Eine Berechnung der erforderlichen Kompensation ist somit unkompliziert, falls P_LOSS geeignet ermittelt werden kann. P_LOSS kann im Prinzip ermittelt werden, da die Bewegungsgeschwindigkeit der Variatorkolben und der sich daraus ergebende Durchfluss Q_V in der Hydraulik eine Funktion des Variatorübersetzungsverhältnisses und der Änderungsgeschwindigkeit des Variatorübersetzungsverhältnisses ist. Diese Beziehung hängt von dem Aufbau und der Geometrie des Variators selbst ab. Aus Q_V ist es unter Berücksichtigung der Eigenschaften des Hydraulikkreises und des Hydraulikfluids möglich, die Druckänderung P_LOSS zu berechnen.
Die in 3 wiedergegebene Zeithistorie dient zur Illustration, wie P_LOSS mit dem Variatorübersetzungsverhältnis und auch mit der Fahrzeuggeschwindigkeit und Motordrehzahl zusammenhängt. Sie stellt Änderungen dar, wenn ein Fahrzeug aus einem Stillstand zur Zeit t₀ beschleunigt. 3(b) zeigt, dass in diesem Beispiel eine gewünschte Fahrzeugbeschleunigung bis zum Zeitpunkt t₁ konstant ist und dass die Fahrzeuggeschwindigkeit Vs über diese Zeit somit eine Gerade ist. Die gewünschte Motordrehzahl E_S kann in 3(a) als konstant ersehen werden. In dieser Hinsicht ist das Beispiel etwas vereinfacht, da die gewünschte Motordrehzahl sich typischerweise über die Zeit verändern würde. 3(c) zeigt das benötigte Profil des Variatorübersetzungsverhältnisses R_V. Natürlich muss, da das Fahrzeug beschleunigt, während die Motordrehzahl konstant bleibt, das Getriebe als Ganzes sich zwischen den Zeiten t₀ und t₁ von einem niedrigen Übersetzungsverhältnis zu einem höheren Übersetzungsverhältnis bewegen. Tatsächlich befindet sich in dem dargestellten Beispiel das Getriebe bis zum Zeitpunkt t₀ in einem unendlich niedrigen Übersetzungsverhältnis, ein Zustand, der im Fachgebiet als "Leerlaufstellung" bezeichnet wird. 3(c) betrachtend ist ersichtlich, dass, um den geforderten linearen Anstieg des Übersetzungsverhältnisses von dem Getriebe als Ganzes bereitzustellen, das Übersetzungsverhältnis des Variators selbst zunächst linear bis zum Zeitpunkt t_rc abnimmt und dann linear zunimmt. Dies rührt daher, weil das in Rede stehende Getriebe von der wohlbekannten Art ist, welche in zwei unterschiedlichen Bereichen betreibbar ist, die durch ein Zwischengetriebe bereitgestellt werden, das den Variator mit dem Motor und/oder den Antriebsrädern koppelt. Im niedrigen Bereich bewirkt eine Verringerung des Variatorübersetzungsverhältnisses einen Anstieg des Übersetzungsverhältnisses des Getriebes als Gesamtes. Im hohen Bereich erhöht eine Zunahme des Variatorübersetzungsverhältnisses das Gesamtübersetzungsverhältnis des Getriebes. Bei t_rc findet ein Bereichswechsel von niedrig auf hoch statt. Ein Übergang aus dem Leerlauf bis hin zum höchsten Übersetzungsverhältnis des Getriebes beinhaltet somit ein Durchlaufen des gesamten Übersetzungsbereiches des Variators und wieder zurück, wie in 3(c) dargestellt. 3(d) ist eine vereinfachte Darstellung des sich ergebenden Durchflusses Q_V, der aus dem Profil des Variatorübersetzungsverhältnis R_V erhältlich ist. 3(e) stellt den resultierenden Druckabfall P_LOSS dar und kann unter Berücksichtigung der Eigenschaften der Hydraulik und des Fluids aus dem Profil von Q_V gewonnen werden.
Wenn eine Kompensation von Druckverlusten aufgrund von Durchfluss auf einem gemessenen Wert für die Änderungsgeschwindigkeit des Variatorübersetzungsverhältnisses basieren sollte, dann könnte potentiell die Stabilität des Variators beeinträchtigt werden. Von den hydraulischen Dämpfern erzeugte Druckabfälle sind zum Verhindern einer Schwingung des Variators erwünscht. Die Wirkungen der hydraulischen Dämpfer könnten beeinträchtigt werden, und tatsächlich könnte die Wirkung der Dämpfer vollends zunichte gemacht werden, wenn die hydraulische Steuerung eine ausreichend große Bandbreite hätte. Ferner könnte der Effekt einer Kompensation basierend auf einer gemessenen Änderungsgeschwindigkeit des Variatorübersetzungsverhältnisses sein, dass eine Schwingung in dem Antriebsstrang verstärkt wird, da unerwünschte Änderungen des Variatorübersetzungsverhältnisses aufgrund solcher Schwingungen kompensierende Änderungen des Hydraulikdrucks bewirken, die dazu tendieren, die Übersetzungsverhältnisänderung zu verstärken statt sie zu dämpfen.
Was die vorliegende Ausführungsform tut, um dieses potentielle Problem zu überwinden, besteht im Wesentlichen darin, die Druckkompensation nicht auf gemessenen Änderungen des Variatorübersetzungsverhältnisses zu basieren, sondern auf einer vorhergesagten Änderung – eine Vorwärts-Technik (feed forward technique) im Gegensatz zu einer Rückführungstechnik. Das Ergebnis ist, dass eine Dämpfung einer Variatorschwingung beibehalten wird. Bei bestehenden Systemen liegt die Wirkung des Dämpfens darin, einen gewissen Widerstand gegenüber einer Variatorübersetzungsverhältnisänderung bereitzustellen. Das bedeutet, die Dämpfung neigt dazu, Übersetzungsverhältnisänderungen zu hemmen. In der betrachteten Ausführungsform besteht der kombinierte Effekt der Druckkompensation und der hydraulischen Dämpfer 60, 62 stattdessen darin, dazu zu tendieren, eine Schwingung des Variatorübersetzungsverhältnisses um eine vorhergesagte Bahn zu dämpfen – d.h. ein vorhergesagtes Profil des Variatorübersetzungsverhältnisses über der Zeit. Wie dies erreicht wird, wird im Folgenden erläutert.
In der vorliegenden Ausführungsform basiert die Druckkompensation auf Werten des Variatorübersetzungsverhältnisses und der Änderung des Variatorübersetzungsverhältnisses, die aus (1) der Motordrehzahl/-beschleunigung und (2) der Fahrzeuggeschwindigkeit/-beschleunigung erhalten wurden. Die Motorbeschleunigung ist proportional zur Änderungsgeschwindigkeit der Variatoreingangsdrehzahl. Die Fahrzeugbeschleunigung ist proportional zur Änderungsgeschwindigkeit der Variatorausgangsdrehzahl (obwohl die Proportionalitätskonstante von dem Getriebebereich abhängt), zumindest solange die angetriebenen Räder auf der Fahrbahn Traktion haben. Somit erlauben die gewählten Größen es, sowohl das Variatorübersetzungsverhältnis als auch die Änderungsgeschwindigkeit des Variatorübersetzungsverhältnisses zu ermitteln.
Das Profil der Motordrehzahl über der Zeit wird von der elektronischen Steuerung gesteuert. Hinsichtlich einer genauen Erklärung, wie dies erreicht wird, wird verwiesen auf die britische Patentanmeldung 0307038.0 von Torotrak. Kurz zusammengefasst jedoch ermittelt die elektronische Steuerung ein gewünschtes Raddrehmoment basierend auf einer Fahreranforderung (mitgeteilt durch das Gaspedal), Fahrzeuggeschwindigkeit etc. Aus dem gewünschten Raddrehmoment kann eine gewünschte Motorleistung gewonnen werden, und basierend darauf stellt die elektronische Steuerung die Motordrehzahl und das Motordrehmoment ein. Die gewünschte Motordrehzahl und das gewünschte Motordrehmoment können beispielsweise zum Erzielen einer hohen Kraftstoffausnutzung eingestellt sein, basierend auf bekannten Motoreigenschaften und auf der Leistung, die benötigt wird, um die Fahreranforderung zu erfüllen. Um die gewünschte Motordrehzahl zu erreichen ist es notwendig, das durch Verbrennung innerhalb des Motors erzeugte Drehmoment dynamisch gegen das Lastmoment auszubalancieren, das von dem Getriebe auf den Motor aufgebracht wird, denn es ist die Summe dieser zwei Drehmomente, die auf die Trägheitsmasse des Motors (und damit gekoppelter Teile des Getriebes) einwirkt und deren Beschleunigung bewirkt. Diese Balance wird gesteuert durch Einstellen der dem Motorsteuergerät zugeführten Drehmomentanforderung und, falls erforderlich, des Variatorreaktionsmomentes. Was die elektronische Steuerung macht, ist ein Zielprofil der Motordrehzahl festzustellen und geeignete Einstellungen von Reaktionsmomentanforderung und Motordrehmomentanforderung zu ermitteln. Um Abweichungen der Motordrehzahl von dem Zielprofil zu regeln, wird die tatsächliche Motordrehzahl anschließend mit einer vorhergesagten Motordrehzahl verglichen, die aus Modellen der Motor- und Getriebeantworten auf ihre Steuereingänge berechnet wird. Die Motordrehmomentanforderung (und, falls erforderlich, auch das Reaktionsmoment) wird korrigiert, um Abweichungen zwischen tatsächlichen und vorhergesagten Drehzahlen zu reduzieren. Dies ist für sich eine "Vorwärts"-Methode, da Korrekturen der tatsächlichen Motordrehzahl auf einem vorhergesagten Motordrehzahlwert basieren. Der entscheidende Punkt für die vorliegenden Zwecke besteht darin, dass die elektronische Steuerung Vorhersagen der Motordrehzahl und entsprechend der Motorbeschleunigung bildet.
Bezugnehmend nunmehr auf die Ermittlung eines Fahrzeugbeschleunigungswertes zur Verwendung bei der Druckkompensation sollte zunächst verstanden werden, dass dies Probleme aufwirft, die verschieden von denjenigen sind, die mit der Motordrehzahl zusammenhängen. Während die Motordrehzahl durch Faktoren unter dem Einfluss der elektronischen Steuerung bestimmt ist (das Motordrehmoment und das Reaktionsmoment), hängt die Fahrzeugbeschleunigung von äußeren Faktoren ab, Gradient, Fahrzeugmasse, Widerstand etc., die nicht unmittelbar durch das System gesteuert werden. Eine genaue Bestimmung der Fahrzeugbeschleunigung (und -geschwindigkeit) ist ein wichtiger Teil der Ermittlung des Variatorübersetzungsverhältnisses und der Änderungsgeschwindigkeit des Variatorübersetzungsverhältnisses. Natürlich kann ein Wert durch Messung (z.B. der Raddrehzahl) erhalten werden, jedoch hat leider das Fahrzeug (aufgrund seines Fahrwerks etc.) und der Antriebsstrang (aufgrund seiner Nachgiebigkeit) eine Dynamik mit Resonanz bei Frequenzen so niedrig wie 2 Hz bei Autos und noch niedriger bei größeren Fahrzeugen. Diese Schwingung würde, falls sie nicht herausgefiltert wird, eine unerwünschte niedrigfrequente Schwingung in der gemessenen Fahrzeuggeschwindigkeit und damit in dem berechneten Wert des Variatorübersetzungsverhältnisses erzeugen. Die Schwingung würde sich in der Druckkompensation wiederspiegeln, die auf die Anforderungen an die Ventile V₁, V₂ aufgebracht wird. Auf diese Weise würde die Schwingung wiederum das Variatorreaktionsmoment beeinflussen und demzufolge die Fahrzeugbeschleunigung, mit dem Risiko des Schädigens der positiven Rückführung. Dies wäre ein besonderes Problem bei sehr niedrigen Getriebeübersetzungsverhältnissen, nahe der Leerlaufstellung, wo Fehler in der Variatordruckanforderung potentiell große Drehmomentabweichungen an den Antriebsrädern verursachen.
Ein einfacher Tiefpassfilter könnte auf die Fahrzeuggeschwindigkeitsmessung angewandt werden, aber angesichts der niedrigen Frequenz des Rauschens müsste der Filter notwendigerweise eine lange Zeitkonstante haben und würde demzufolge eine inakzeptable Verzögerung zwischen tatsächlichen und gemessenen/gefilterten Fahrzeuggeschwindigkeitswerten einbringen.
Der nun mit Bezugnahme auf die 4 und 5 zu beschreibende Filter erlaubt es, diese Probleme zu überwinden. Er stützt sich auf eine Kombination gemessener und vorhergesagter Fahrzeuggeschwindigkeitswerte. Die Strategie ist in 4 illustriert. Er erzeugt gefilterte Werte von Fahrzeuggeschwindigkeit (SpdVehFilt) und Fahrzeugbeschleunigung (AccVehFilt), jedoch wird als erstes die Berechnung letzterer betrachtet.
In 4 stellt TrqWhlEst, eingegeben am Kasten 100, einen geschätzten, ungefilterten, auf die angetriebenen Fahrzeugräder aufgebrachten Antriebsdrehmomentwert dar, der typischerweise durch Teilen dieses Drehmoments durch den Rollradius der angetriebenen Fahrzeugräder bei 12 erhalten wird und einen Wert der Kraft ergibt, die von dem Triebwerk zum Beschleunigen des Fahrzeugs aufgebracht wird (ForceDrive). Zur Berücksichtigung der durch die Bremsen aufgebrachten zusätzlichen Kraft wird der Bremsdruck gemessen und eine Bremskraft (ForceBraking in 1) wird dann basierend auf den Druck/Kraft-Eigenschaften der Bremsen berechnet. Der Zusammenhang zwischen Bremsdruck und Bremskraft ist im Wesentlichen linear, so dass dies eine unkomplizierte Berechnung ist. Die in 1 mit 14 bezeichnete Funktion empfängt ForceBraking und ForceDrive sowie Angaben der Richtung einer Fahrzeugbewegung (vorwärts/rückwärts) und der Stellung der Fahrzeug-Fahrtsteuerung und gibt in Abhängigkeit davon einen korrigierten Wert ForceBrakingCorr der Bremskraft aus. Ein Addieren desselben bei 18 zu ForceDrive ergibt ein ungefiltertes Signal ForceVehEstRaw, das die vom Motor und den Bremsen zum Beschleunigen des Fahrzeugs aufgebrachte Nettoantriebskraft darstellt.
Dieses Signal ForceVehEstRaw wird an einen Filter 20 höherer Ordnung weitergeleitet, der genauer in 2 zu sehen ist und eine Reihe digital implementierter Tiefpassfilter 22 erster Ordnung zum Filtern des Nettoantriebskraftsignals ForceVehEstRaw umfasst sowie eine weitere Reihe identischer Filter 24 zum Filtern eines Fahrzeuggeschwindigkeitssignals, wie untenstehend erläutert werden wird. Der Ausgang eines Filters wie z.B. 22 wird dem Eingang seines Nachbarn 22' zugeführt und so fort in der Reihe, so dass sie zusammen einen Tiefpassfilter hoher Ordnung mit einem relativ scharfen Frequenzgangabfall und einer Zeitkonstante TC ergeben, ein üblicher Parameter, der in die Filter eingegeben wird.
Der Ausgang des Filters 20 ist ein tiefpassgefilterter, geschätzter Wert ForceVehEstFilt (1) der auf das Fahrzeug wirkenden Kraft. Bei 26 wird dies von dem ungefilterten Wert ForceVehEstRaw genommen, um bereitzustellen, was in Wirklichkeit eine hochpassgefilterte Version ForceVehEstHPFilt ist. Dies wird dann in ein adaptives Modell 118 des Fahrzeugs eingegeben. Das Modell dient dazu, eine hochpassgefilterte Schätzung AccVehEstHPFilt der Fahrzeugbeschleunigung auszugeben. Das einfachst mögliche Modell würde nur eine Teilung der Antriebskraft ForceVehEstFilt durch die Fahrzeugmasse beinhalten.
Für eine größere Genauigkeit ist es erforderlich, die Fahrzeugmasse, den Straßengradienten, den Widerstand und potentielle andere Faktoren zu berücksichtigen. Masse und Gradient sind natürlich variabel und werden nicht unmittelbar gemessen. Deshalb ist ein ausgeklügelteres Modell adaptiv und nimmt basierend auf dem Fahrzeugverhalten Korrekturen an diesen Variablen vor.
AccVehEstHPFilt wurde auf der Grundlage der Fahrzeugmasse und der auf sie aufgebrachten Kraft erhalten. Ein anderer Weg zum Erhalten eines Wertes für die Fahrzeugbeschleunigung ist das Messen der Fahrzeuggeschwindigkeit und des anschließenden Ableitens nach der Zeit. In 4 ist die gemessene Fahrzeuggeschwindigkeit, selbst ein Signal, welches eine ganze Menge Rauschen beinhaltet, als SpdVeh angegeben und wird in den Filter 110 höherer Ordnung und insbesondere in die Reihe von Filtern 114 eingegeben. Das resultierende tiefpassgefilterte Signal wird an einen digitalen Differenzierer 120 weitergeleitet, um einen tiefpassgefilterten Schätzwert AccVehFiltRaw der Fahrzeugbeschleunigung bereitzustellen. Bei 122 wird das hochpassgefilterte Signal AccVehEstHPFilt zu dem tiefpassgefilterten Signal AccVehFiltRaw hinzuaddiert, um ein Ausgangssignal AccVehFilt zu ergeben, welches eine sehr gute Annäherung an den wahren Wert der Fahrzeugbeschleunigung ist, wie Versuche ergeben haben. Das niederfrequente Rauschen aufgrund einer Antriebsstrangschwingung wurde mittels des Tiefpassfilterns des gemessenen Fahrzeuggeschwindigkeitssignals entfernt. Die von dem Tiefpassfilter eingebrachte Zeitverzögerung wurde durch Addieren des hochpassgefilterten Beschleunigungsschätzwerts basierend auf der Übertragungs-/Bremskraft korrigiert.
Um nun zu erklären, wie ein verwendbarer Fahrzeuggeschwindigkeitswert erhalten wird, sei angemerkt, dass der tiefpassgefilterte Fahrzeugbeschleunigungswert AccVehFiltRaw, der durch eine Ableitung der gemessenen Fahrzeuggeschwindigkeit erhalten wurde, zu einem Multiplizierer 124 geleitet wird, der auch die Zeitkonstante TC des Filters 110 höherer Ordnung empfängt. Ein Multiplizieren von AccVehFiltRaw mit TC ergibt einen Offset SpdVehFiltOfst, der ein Schätzwert der Differenz zwischen tatsächlichen und gefilterten Fahrzeuggeschwindigkeitswerten ist, die aufgrund der Zeitverzögerung des Filters 110 eingebracht wurde. Ein Addieren dieses Offsets bei 126 zu dem tiefpassgefilterten gemessenen Fahrzeuggeschwindigkeitssignal SpdVehFiltBase ergibt ein verbessertes gefiltertes Fahrzeuggeschwindigkeitssignal SpdVehFilt.
6 ist dazu gedacht, die Bedeutung des Offsets SpdVehFiltOfst zu erläutern. Die Linie V_A stellt die tatsächliche Fahrzeuggeschwindigkeit dar und ist in diesem Beispiel eine gerade Linie entsprechend einer konstanten Fahrzeugbeschleunigung. Es besteht ein Zeitversatz, bestimmt durch die Zeitkonstante TC, zwischen der tatsächlichen Geschwindigkeit V_A und dem gemessenen, gefilterten Signal V_FILT Folglich ist an einem zufällig gewählten Zeitpunkt t₀ der Wert SpdVehFiltBase des gefilterten Signals 202 unterschiedlich von der tatsächlichen Geschwindigkeit Spd. Die Differenz ist in dem dargestellten Beispiel gleich dem Gradienten des gefilterten Signals 202 multipliziert mit der Zeitverzögerung TC. Das Addieren des Offsets SpdVehFiltOfst, berechnet wie vorstehend erläutert, ergibt somit einen Wert SpdVehFilt, der gleich dem wahren Wert Spd ist. Der Offset ist in diesem Beispiel nur deshalb genau korrekt, weil die Fahrzeugbeschleunigung konstant ist. Wenn die Beschleunigung variiert, wird es eine gewisse Diskrepanz zwischen SpdVehFilt und Spd geben, jedoch bietet das Verfahren eine bedeutende Verbesserung gegenüber dem rohgefilterten Wert.
Im Besitz von Werten für Fahrzeuggeschwindigkeit und -beschleunigung sowie für Motordrehzahl und -beschleunigung kann das Variatorübersetzungsverhältnis R_V und die Änderungsgeschwindigkeit des Variatorübersetzungsverhältnisses
ermittelt werden. Die Beziehung zwischen Fahrzeug-/Motorgeschwindigkeiten und Variatorübersetzungsverhältnis hängt vom Durchmesser der angetriebenen Räder und von dem zum Variator gehörigen Zwischengetriebe ab. Lediglich beispielhaft, um die der Berechnung zugrundeliegenden Prinzipien zu illustrieren, bietet 7 eine schematische Darstellung eines Fahrzeugantriebsstrangs eines bekannten Typs mit einem epizyklischen Mixer MIX sowie dem Variator VAR. Weitere Getriebeübersetzungen sind bei 212, 213 und 214 angegeben, mit Übersetzungsverhältnissen R₂, R₃ bzw. R₄. Drehzahlen an den drei Wellen des Mixers sind mit ω₁, ω₂ und ω₃ bezeichnet. Eine Welle 216 führt zum Motor und dreht mit der Motordrehzahl SpdEng. Eine Welle 218 führt zu den angetriebenen Fahrzeugrädern 219. Der Motor ist bei 221 angegeben. Eine Kupplung 220 wird geschlossen, um den Niedrigbereich einzurücken, in dem Antriebskraft von dem epizyklischen Mixer abgenommen wird. Ein Öffnen der Niedrigbereichskupplung und Schließen einer Hochbereichskupplung 222 rückt den Hochbereich ein, in dem der Mixer im Wesentlichen umgangen wird und eine Zahnradfolge mit festen Übersetzungsverhältnissen den Variatorausgang mit den Rädern verbindet.
Wenn nun ω₀ und ω_i die Variatoreingangs- und -ausgangsdrehzahlen sind, dann ist per Definition
und im Hochbereich ω0 = SpdVehFilt/R4/RFD/Antriebsradumfang,wobei R_FD das Gesamtübersetzungsverhältnis zwischen dem Getriebeausgang und den angetriebenen Rädern ist, und ωi = SpdEng × R2,womit R_V gefunden werden kann. Auch ist ω0 = RVωi und Differenzieren nach Teilen ergibt
und somit
Es kann nun ein Wert für
erhalten werden, da
ist, wobei AccEngEst die erwartete Motordrehzahlbeschleunigung ist, entnommen aus der Motormanagementstrategie der elektronischen Steuerung, und
so dass allen Größen auf der rechten Seite von (1) Werte gegeben werden können. Die Berechnung von
im Niedrigbereich ist etwas komplexer. Man nehme R₁₃ als das Übersetzungsverhältnis zwischen den Drehzahlen ω₁ und ω₃ am epizyklischen Mixer. Der Mixer ist so konstruiert, dass
gilt, so dass ω3 = R13ω1 + (1 – R13)ω2 und
Aus (2) folgt
substituiert in (1) ergibt
und dies kann wiederum bewertet werden unter Berücksichtigung dass
gilt.
8 illustriert, wie basierend auf den Werten für das Variatorübersetzungsverhältnis und dessen Änderungsgeschwindigkeit die Druckanforderungen an die Ventile V₁, V₂ gesteuert werden. Hier ist der gemessene Wert des Variatorübersetzungsverhältnisses R_V (erhalten durch Messen der Variatoreingangs- und -ausgangsdrehzahlen und Filtern) dargestellt durch die Variable RatVar und die geschätzte Änderungsgeschwindigkeit des Variatorübersetzungsverhältnisses ist die Variable AccRatVarEst. Diese Größen ergeben sich aus den obigen Formeln. Aus diesen Größen wird bei 230 der sich ergebende Durchfluss FlowVar durch die Variatorzylinder berechnet. Diese Berechnung basiert auf der Variatorgeometrie. Es kann gezeigt werden, dass für den in 1 wiedergegebenen Variator
gilt, wobei

x: = Kolbenstellung,
R_T: = Radius der Mittellinie des von den Variatorscheiben definierten Torus,
α: = Rollkörperneigungswinkel,
β: = Variatorschwenkrollenwinkel, in 1 angegeben, ist, und
: aus dem Übersetzungsverhältnis R_V und seiner ersten Ableitung ermittelt werden kann, da

Demzufolge kann
die Bewegungsgeschwindigkeit der Variatorkolben, aus gemessenen Werten des Variatorübersetzungsverhältnisses und seiner ersten zeitlichen Ableitung ermittelt werden und daraus kann, die Kolbenflächen kennend, der Durchfluss "durch" den Variator bestimmt werden.
Bei 232 werden die sich ergebenden Druckänderungen ΔPS2_est und ΔPS1_est auf den entgegengesetzten Seiten der Variatorkolben berechnet. 9 stellt dar, wie diese Berechnung durchgeführt wird. Nachschlagetabellen werden benutzt, die die Eigenschaften dieser Bauteile des Kreises repräsentieren, deren Strömungswiderstand einen Druckabfall verursacht, d.h. den Druckabfall, den jedes als Funktion eines Durchflusses durch es erzeugt. Die Eigenschaften können experimentell festgestellt werden. Es wird die Annahme getroffen, dass die Hauptdämpfer 60, 62 und die Rollendämpfer 64, 66 dieselbe Größenordnung von Druckabfall unabhängig von der Strömungsrichtung erzeugen (obwohl natürlich die Richtung des Druckabfalls mit der Strömungsrichtung korrespondiert). Deren Eigenschaften sind in Nachschlagetabellen 250 bzw. 252 gespeichert. Berücksichtigt werden auch die Eigenschaften der Ventile V₁, V₂, aber da diese bezüglich einer Vorwärtsdurchströmung und Rückwärtsdurchströmung unterschiedliche Eigenschaften haben, werden zwei separate Nachschlagetabellen 254, 256 verwendet, um die Ventile darzustellen.
Ein Absolutwert von FlowVar wird in alle der Nachschlagetabellen eingegeben und Werte für den sich ergebenden Druckabfall, der von jedem der Bauteile des Kreises beigesteuert wird, werden ausgegeben. Der Druckabfall über die Rollkörperdämpfer wird bei 258 mit einer Konstante multipliziert, um die Tatsache zu berücksichtigen, dass nicht alle der Kolben zugehörige Dämpfer haben. Die Summe der Druckänderungen in den Einström- und Ausströmseiten des Kreises werden bei 260 bzw. 262 berechnet und eine Überführungslogik 263, die das Vorzeichen von FlowVar berücksichtigt, stellt sicher, dass diese korrekt den S1- und S2-Leitungen zugeordnet werden, um die Ausgänge ΔPS2_est und ΔPS1_est zu erzeugen.
Zurückkommend auf 8 wird die Durchflusskompensationsstrategie vielleicht am besten unter Bezugnahme auf ein numerisches Beispiel erläutert. Es empfängt PressServo1Req und PressServo2Req, welches die an den Variatorkolben benötigten Drücke sind. In der Zeichnung entsprechen die in Kreisen wiedergegebenen Zahlen Drücken, somit ist in diesem Beispiel PressServo2Req 8 (die Einheiten sind beliebig) und PressServo1Req ist 10. Die geforderte Druckdifferenz über die Variatorkolben, die die Größe ist, welche das Variatorreaktionsmoment bestimmt, ist 10 – 8 = 2. Bei 270, 272 werden die Druckänderungen ΔPS1_est und ΔPS2_est addiert bzw. von den geforderten Drücken abgezogen. Der sich ergebende Druck kann jedoch oberhalb oder unterhalb derer liegen, die bereitgestellt werden können. Sie werden an Begrenzer 264, 266 ausgegeben, welche auch Parameter empfangen, die die maximal und minimal verfügbaren Hydraulikdrücke repräsentieren. Im vorliegenden Fall ist der in den S₂-Seiten-Begrenzer 264 eingegebene Druck von 5 Einheiten unter dem niedrigst verfügbaren Druck von 8 Einheiten. Dieser Begrenzer gibt somit einen Wert von 8 aus. Der S₁-Seiten-Begrenzer gibt denselben Wert (13) aus, den er empfängt, da dieser innerhalb des verfügbaren Bereichs liegt. Das Ergebnis, welches die Differenz zwischen dem geforderten Druck und dem verfügbaren Druck ist, wird dann bei 274, 276 zu der Druckanforderung auf der anderen Seite des Kreises hinzuaddiert, um die Anforderungen PressS1FlowReq und PressS2FlowReq zu ergeben, die zu den Ventilen V₁, V₂ geführt werden.
Zusammenfassung
Getriebeanordnung mit stufenlos veränderbarem Übersetzungsverhältnis und Steuerverfahren für selbige
Es wird eine Getriebeanordnung mit stufenlos veränderbarem Übersetzungsverhältnis ("Variator") beschrieben, mit einem Rollkörper, der Bewegung zwischen einem Paar von Laufflächen überträgt, wobei der Rollkörper in Übereinstimmung mit Änderungen des Variatorübersetzungsverhältnisses beweglich ist, einem hydraulischen Aktuator, der eine Vorspannkraft auf den Rollkörper aufbringt, wenigstens einem mit dem Aktuator durch eine Hydraulikleitung verbundenen Ventil, um an den Aktuator angelegten Druck zu steuern und damit die Vorspannkraft zu steuern, und einer elektronischen Steuerung, die die benötigte Vorspannkraft bestimmt und das Ventil entsprechend einstellt, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventileinstellung zusätzlich abhängt von einem Durchfluss in der Hydraulikleitung.

Claims

Getriebeanordnung mit stufenlos veränderbarem Übersetzungsverhältnis ("Variator"), mit einem Rollkörper, der Bewegung zwischen einem Paar von Laufflächen überträgt, wobei der Rollkörper in Übereinstimmung mit Änderungen des Variatorübersetzungsverhältnisses beweglich ist, einem hydraulischen Aktuator, der eine Vorspannkraft auf den Rollkörper aufbringt, wenigstens einem mit dem Aktuator durch eine Hydraulikleitung verbundenen Ventil, um an den Aktuator angelegten Druck zu steuern und damit die Vorspannkraft zu steuern, und einer elektronischen Steuerung, die die geforderte Vorspannkraft bestimmt und das Ventil entsprechend einstellt, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventileinstellung zusätzlich abhängt von einem Durchfluss in der Hydraulikleitung.
Getriebeanordnung mit stufenlos veränderbarem Übersetzungsverhältnis nach Anspruch 1, bei der die Steuerelektronik dazu dient, den Durchfluss in der Hydraulikleitung zu bestimmen, eine sich daraus ergebende Druckänderung zwischen dem Aktuator und dem Ventil zu bestimmen, und die Ventileinstellung zu ändern, um die Druckänderung zu kompensieren.
Getriebeanordnung mit stufenlos veränderbarem Übersetzungsverhältnis nach Anspruch 2, bei der die elektronische Steuerung die Druckänderung aus dem Durchfluss und den Eigenschaften eines oder mehrerer Bauteile der Hydraulikleitung berechnet.
Getriebeanordnung mit stufenlos veränderbarem Übersetzungsverhältnis nach Anspruch 3, bei der die Bauteileigenschaften in der elektronischen Steuerung modelliert sind.
Getriebeanordnung mit stufenlos veränderbarem Übersetzungsverhältnis nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei der die elektronische Steuerung den Durchfluss aus dem Variatorübersetzungsverhältnis und der Änderungsgeschwindigkeit des Variatorübersetzungsverhältnisses ermittelt.
Getriebeanordnung mit stufenlos veränderbarem Übersetzungsverhältnis nach einem der Ansprüche 2 bis 5, bei der beim Berechnen des Durchflusses die elektroni sche Steuerung vorhergesagte Werte von Motordrehzahl und Motorbeschleunigung berücksichtigt.
Getriebeanordnung mit stufenlos veränderbarem Übersetzungsverhältnis nach Anspruch 6, bei der die Hydraulikleitung wenigstens ein Bauteil enthält, das zum Erzeugen einer Druckänderung in Reaktion auf Durchfluss dient und dadurch eine Schwingung des Variatorrollkörpers dämpft, wobei aufgrund der Kompensation der Ventileinstellung basierend auf vorhergesagter Motorbeschleunigung die Wirkung des Ventils und des Bauteils zusammen dergestalt ist, dass Abweichungen der Rollkörperstellung von denen, die der vorhergesagten Motorbeschleunigung entsprechen, gedämpft werden.
Getriebeanordnung mit stufenlos veränderbarem Übersetzungsverhältnis nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei der beim Berechnen des Durchflusses die elektronische Steuerung Fahrzeuggeschwindigkeit und Fahrzeugbeschleunigung berücksichtigt.
Getriebeanordnung mit stufenlos veränderbarem Übersetzungsverhältnis nach Anspruch 8, bei der beim Ermitteln des Fahrzeugbeschleunigungswertes, der zum Berechnen des Durchflusses verwendet wird, die Steuerelektronik eine zum Antreiben des Fahrzeugs aufgebrachte Nettokraft berücksichtigt.
Getriebeanordnung mit stufenlos veränderbarem Übersetzungsverhältnis nach Anspruch 9, bei der die zum Antreiben des Fahrzeuges aufgebrachte Nettokraft dazu verwendet wird, ein erstes Fahrzeugbeschleunigungssignal zu erhalten, welches hochpassgefiltert wird, eine Messung der Fahrzeuggeschwindigkeit oder -beschleunigung dazu verwendet wird, ein zweites Fahrzeugbeschleunigungssignal zu erhalten, welches tiefpassgefiltert wird, und das erste und zweite Signal dann zusammenaddiert werden, um ein verbessertes Fahrzeugbeschleunigungssignal bereitzustellen, welches beim Berechnen des Durchflusses verwendet wird.
Getriebeanordnung mit stufenlos veränderbarem Übersetzungsverhältnis nach einem der Ansprüche 8 bis 10, bei der ein gemessenes Fahrzeuggeschwindigkeitssignal tiefpassgefiltert wird und ein Offset dem gefilterten Signal hinzuaddiert wird, um einen durch die Filterung verursachten Zeitverzug zu kompensieren.
Getriebeanordnung mit stufenlos veränderbarem Übersetzungsverhältnis nach Anspruch 11, bei der der Offset durch Multiplizieren des Differentials des gefilterten Signals mit einer Zeitkonstante berechnet wird.
Getriebeanordnung mit stufenlos veränderbarem Übersetzungsverhältnis nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei der das Ventil ein Druckminderventil ist, welches Hochdruckfluid empfängt und einen Fluiddruck an die Hydraulikleitung anlegt, wobei der Fluiddruck der Ventileinstellung entspricht.
Getriebeanordnung mit stufenlos veränderbarem Übersetzungsverhältnis nach einem der vorhergehenden Ansprüche, mit zwei Hydraulikleitungen, jede mit einem entsprechenden Ventil zur Drucksteuerung, wobei die Hydraulikleitungen zu entgegengesetzten Seiten eines Kolbens in dem Aktuator geführt sind, so dass die Vorspannkraft von einer Druckdifferenz in den zwei Leitungen abhängt.