DE69028475T2

DE69028475T2 - Steuerungssystem für ein automatisches Getriebe

Info

Publication number: DE69028475T2
Application number: DE69028475T
Authority: DE
Inventors: Yoshikazu Ishikawa
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 1989-10-16
Filing date: 1990-10-16
Publication date: 1997-02-06
Anticipated expiration: 2010-10-17
Also published as: EP0424088A3; EP0424088B1; US5754428A; EP0424088A2; DE69028475D1; JPH03129160A; JP2568923B2

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft ein Verfahren zum Steuern/Regeln eines automatischen Getriebes an einem Kraftfahrzeug o.dgl., wobei das automatische Getriebe entweder ein stufenlos verstellbares Getriebe oder ein solches mit einer Anzahl getrennter Gangstellungen ist.
Bisher werden stufenlos verstellbare Getriebe allgemein derart gesteuert, daß (a) die Drehzahl einer mit dem stufenlos verstellbaren Getriebe gekoppelten Maschine eine Solldrehzahl erreicht, (b) die Änderungsrate der Drehzahl der Maschine eine Sollrate erreicht und (c) das Drehzahlminderungsverhältnis oder Untersetzungsverhältnis des Getriebes ein Sollverhältnis erreicht.
Nach einem anderen Verfahren zur Steuerung eines stufenlos verstellbaren Getriebes wird die Änderungsrate eines Drehzahlminderungsverhältnisses gesteuert, indem die Rate berechnet wird als die Summe einer Komponente, die einer vorhergesagten Beschleunigung entspricht, die aus der Restleistung einer mit dem Getriebe gekoppelten Maschine berechnet wird, und einer Komponente, die einer Solländerungsrate der Maschinendrehzahl entspricht (siehe beispielsweise die japanische Patentoffenlegungsschrift Nr. JP-A-63-53343 des Anmelders). Der oben erwähnte Begriff "Restleistung" bedeutet die Differenz zwischen der Leistung, die die Maschine in Abhängigkeit vom Niederdrücken des Gaspedals erzeugen kann, und der Leistung, die zur Überwindung des Fahrwiderstands zu diesem Zeitpunkt verwendet wird. Die Restleistung dient zur Beschleunigung des Kraftfahrzeugs.
Im Hinblick auf die Tatsache, daß das Niederdrücken des Gaspedals ein Indiz für die Beschleunigungs- oder Verzögerungs-Absicht des Fahrers ist, wurde ein Getriebesteuerverfahren offenbart, indem eine Sollantriebsleistung in Abhängigkeit von der Tiefe, mit der das Gaspedal niedergedrückt wird (Niederdrückbetrag des Gaspedals), und der Fahrgeschwindigkeit eingerichtet wird und das Getriebe gesteuert wird, um die Istantriebsleistung der Sollantriebsleistung anzugleichen (siehe japanische Patentschrift Nr. 61-119856). Auch bekannt ist, daß der Niederdrückbetrag des Gaspedals und die Fahrzeugantriebsleistung derart eingerichtet werden, daß sie sich proportional und linear ändern (siehe japanische Patentoffenlegungsschrift Nr. JP-A-63-170134).
Wenn das Kraftfahrzeug mit auf eine bestimmte Tiefe niedergedrücktem Gaspedal mit Reisegeschwindigkeit fährt, stehen die Fahrgeschwindigkeit (Reisegeschwindigkeit) und der Niederdrückbetrag des Gaspedals nach dem obigen herkömmlichen Getriebesteuerverfahren in keiner linearen Beziehung zueinander. Wenn beispielsweise, wie in Kurve A in Figur 12 der beigefügten Zeichnungen gezeigt, der Niederdrückbetrag des Gaspedals klein ist (d.h. wenn die Gaspedalstellung θAP gleich θ1 ist), kann eine Änderung (durch die Steigung der Kurve A am Punkt A1 gezeigt) der Reisegeschwindigkeit bezüglich einer Änderung des Niederdrückbetrags des Gaspedals relativ groß sein. Wenn der Niederdrückbetrag des Gaspedals groß ist (d.h. wenn die Gaspedalstellung θAP gleich θ2 ist), kann eine Änderung (durch die Steigung der Kurve A an Punkt A2 gezeigt) der Reisegeschwindigkeit bezüglich einer Änderung des Niederdrückbetrags des Gaspedals relativ klein sein. Wenn umgekehrt, wie in Kurve B in Figur 12 gezeigt, der Niederdrückbetrag des Gaspedals klein ist (d.h. wenn die Gaspedalstellung θAP gleich θ1 ist), kann eine Änderung (durch die Steigung der Kurve B an Punkt B1 gezeigt) der Reisegeschwindigkeit bezüglich einer Änderung des Niederdrückbetrags des Gaspedals relativ klein sein. Wenn der Niederdrückbetrag des Gaspedals groß ist (d.h. wenn die Gaspedalstlelung θAP gleich θ2 ist), kann eine Änderung (durch die Steigung der Kurve B an Punkt B2 gezeigt) der Reisegeschwindigkeit bezüglich einer Änderung des Niederdrückbetrags des Gaspedals relativ groß sein.
Die japanische Patentoffenlegungsschrift Nr. JP-A-63-170134 offenbart, daß beim Niederdrücken des Gaspedals zum Beschleunigen des Kraftfahrzeugs aus Reisegeschwindigkeit der Niederdrückbetrag (θAP) des Gaspedals, der ein Beschleunigungsanforderungswert ist, und die Antriebsleistung (F) derart gesteuert werden, daß sie sich linear ändern, sofern die Fahrgeschwindigkeit (V) konstant ist (siehe Figur 13). Weil die Antriebsleistung der Beschleunigung entspricht, ändert sich die Beschleunigung relativ zum Niederdrücken des Gaspedals linear.
Wenn bei dem obigen Steuerverfahren der Niederdrückbetrag des Gaspedals klein ist, ist die Beschleunigung, wie sie der Fahrer tatsächlich empfindet, klein, woraus sich das Problem ergibt, daß die vom Fahrer empfundene Beschleunigung im Vergleich mit dem tatsächlichen Niederdrücken des Gaspedals nicht ausreicht. Figur 14 zeigt die Beziehung der Änderungsrate (G/Δ θAP) der Beschleunigung G zum Niederdrückbetrag Δ θAP des Gaspedals zur Beschleunigung aus Reisegeschwindigkeit. Die Kurve C in Figur 14 stellt die Änderungsrate (G/Δ θAP) der Beschleunigung dar, die erforderlich ist, um die vom Fahrer empfundene Beschleunigung dem Niederdrücken des Gaspedals anzupassen. Um, wie aus Figur 14 ersichtlich, die empfundene Beschleunigung zu erhalten, die an das Niederdrücken des Gaspedals angepaßt ist, muß, wenn der Niederdrückbetrag Δ θAP des Gaspedals klein ist, die Änderungsrate (G/Δ θAP) der Beschleunigung größer sein als wenn der Niederdrückbetrag Δ θAP des Gaspedals groß ist. Wenn daher die Istbeschleunigung so gesteuert wird, daß sie sich relativ zum Niederdrücken des Gaspedals linear ändert, dann ist es schwierig, den Wunsch des Fahrers nach Beschleunigung zu erfüllen.
Weil sich die Reisegeschwindigkeit relativ zum Niederdrückbetrag des Gaspedals nicht linear ändert, wie in Figur 12 gezeigt, erlernt der Fahrer bisher diese nicht lineare Beziehung durch Erfahrung. Wenn das Lernen des Fahrers nicht ausreicht, könnte beim Niederdrücken des Gaspedals die Fahrgeschwindigkeit höher oder geringer als vom Fahrer erwartet werden, als ob das Fahrzeug mit mittlerer oder hoher Geschwindigkeit fahren würde, während das Fahrzeug tatsächlich mit geringer Geschwindigkeit fährt. Demzufolge kann das Fahrzeug nicht mit der vom Fahrer erwünschten Reisegeschwindigkeit fahren, sondern der Fahrer müßte das Gaspedal, nachdem es niedergedrückt worden ist, loslassen oder weiter niederdrücken Aus den obigen Gründen erlauben die herkömmlichen Getriebesteuerverfahren es dem Fahrer nicht, das Gaspedal mit Leichtigkeit zu steuern.
Die GB-A-2154763 offenbart ein Fahrzeug mit einem automatischen Getriebe, in dem ein gewünschtes Ausgangsdrehmoment aus einem auf der Gaspedalstellung beruhenden Kennfeld in Figur 14 erhalten wird, und in dem die Drosselsteuerung auf der Differenz zwischen dem tatsächlichen und dem erwünschten Drehmoment beruht, wobei das Getriebe beispielsweise wie in Figur 8 gesteuert wird.
Ziel der Erfindung ist es, ein Verfahren zur Steuerung eines automatischen Getriebes an einem Kraftfahrzeug anzugeben, mit dem das Kraftfahrzeug in einer Weise fahren kann, die dem Fahrer ein optimales Beschleunigungsgefühl gibt, das an die Beschleunigungs- oder Verzögerungs-Absicht des Fahrers angepaßt ist, so daß der Wunsch des Fahrers nach Beschleunigung erfüllt werden kann.
Zum Erreichen der obigen Ziele wird nach der vorliegenden Erfindung ein Verfahren zum Steuern/Regeln eines automatischen Getriebes an einem Kraftfahrzeug angegeben, umfassend die Schritte:
Erfassen eines ersten Merkmals, das die Absicht des Fahrers nach Beschleunigung oder Verzögerung des Kraftfahrzeugs darstellt, und eines zweiten Merkmals, das eine Geschwindigkeit des Kraftfahrzeugs darstellt;
Bestimmen einer zu erreichenden Sollbeschleunigung, die dem ersten und dem zweiten Merkmal entspricht, aus einem Sollbeschleunigungskennfeld, das Sollbeschleunigungen enthält, die ersten Merkmalen, die die Absicht des Fahrers nach Beschleunigung oder Verzögerung darstellen, und zweiten Merkmalen, die Geschwindigkeiten des Kraftfahrzeugs darstellen, entsprechen;
und Steuern/Regeln der Übersetzung des automatischen Getriebes und der Fahrzeugmaschine derart, daß die Sollbeschleunigung erreicht wird; dadurch gekennzeichnet, daß das Sollbeschleunigungskennfeld derart ausgebildet ist, daß sich Reisegeschwindigkeiten des Kraftfahrzeugs in dem Sollbeschleunigungskennfeld mit Änderung der ersten Merkmale linear ändern.
In dem Sollbeschleunigungskennfeld ändern sich die Reisegeschwindigkeiten des Kraftfahrzeugs linear, wenn sich die ersten Merkmale ändern. Aus diesem Sollbeschleunigungskennfeld wird eine Sollbeschleunigung aufgrund der Istwerte der ersten und zweiten Merkmale zu diesem Zeitpunkt bestimmt, und die Maschine und das Drehzahlminderungsverhältnis des automatischen Getriebes werden so gesteuert, daß die Sollbeschleunigung erreicht wird. Die Reisegeschwindigkeiten sind solche Fahrgeschwindigkeiten, bei denen das Kraftfahrzeug gleichmäßig fährt, d.h. die Beschleunigung null ist.
Weil die Reisegeschwindigkeiten mit dem Niederdrücken des Gaspedals linear veränderlich sind, kann der Fahrer das Gaspedal bei diesen Reisegeschwindigkeiten mit Leichtigkeit steuern.
In dem Sollbeschleunigungskennfeld kann die Sollbeschleunigung zunehmen, wenn der Niederdrückbetrag des Gaspedals zunimmt, mit einer Rate, die größer wird, wenn der Niederdrückbetrag des Gaspedals kleiner wird. Diese Charakteristiken erfüllen den Wunsch des Fahrers nach Beschleunigung oder Verzögerung des Fahrzeugs, so daß der Fahrer ein gutes Beschleunigungsgefühl bekommt.
Der weitere Umfang der Anwendbarkeit der vorliegenden Erfindung wird aus der folgenden detaillierten Beschreibung ersichtlich. Dies ist jedoch so zu verstehen, daß die detaillierte Beschreibung und die bestimmten Beispiele, die bevorzugte Ausführungen der Erfindung darstellen, nur zu Illustrationszwecken dienen, während dem Fachmann aus dieser detaillierten Beschreibung verschiedene Änderungen und Modifikationen innerhalb des Umfangs der Erfindung ersichtlich werden.
Weitergehend verständlich wird die vorliegende Erfindung aus der folgenden detaillierten Beschreibung und den beigefügten Zeichnungen, die nur zu Illustrationszwecken dienen und somit die vorliegende Erfindung nicht einschränken, und wobei:
Figur 1 ist ein Schaltdiagramm eines Hydraulikkreises eines stufenlos verstellbaren Getriebes, das durch ein Verfahren der vorliegenden Erfindung zu steuern ist;
Figur 2 ist eine Querschnittsansicht von Servoeinheiten zum Steuern des stufenlos verstellbaren Getriebes;
Figur 3 ist ein Flußdiagramm eines Steuerprozesses des Verfahrens nach der Erfindung;
Figuren 4 und 5 zeigen in Blockdiagrammen Drosselventil- und Getriebesteuerprozesse nach der vorliegenden Erfindung;
Figuren 6A bis 6C zeigen in Graphen in den Steuerprozessen verwendete Sollbeschleunigungskennfelder;
Figur 7 zeigt in einem Graph die Beziehung zwischen Beschleunigungsdifferenzen und Korrekturwerten zur Beschleunigung;
Figur 8 zeigt in einem Graph die Beziehung zwischen Gaspedalstellungen, Fahrgeschwindigkeiten und zu erreichender Sollfahrgeschwindigkeit;
Figur 9 zeigt in einem Graph die Beziehung zwischen Maschinendrehzahldifferenzen und Änderungsraten einer Sollmotordrehzahl;
Figur 10 zeigt in einem Graph die Beziehung zwischen Maschinenleistungen, Maschinendrehzahlen und Einlaßunterdrücken;
Figur 11 zeigt in einem Graph die Beziehung zwischen Einlaßunterdrücken und Arbeitsverstärkungen eines Drosselventilstellglieds; und
Figuren 12 bis 14 zeigen jeweils in Graphen die Beziehung zwischen Gaspedalstellungen und Reisegeschwindigkeiten, die Beziehung zwischen Gaspedalstellungen und Antriebsleistungen und die Beziehung zwischen Niederdrückbeträgen eines Gaspedals und Änderungsraten einer Beschleunigung relativ zu Niederdrückbeträgen des Gaspedals.
Figur 1 zeigt einen Hydraulikkreis eines stufenlos verstellbaren Getriebes, das durch ein Steuerverfahren nach der vorliegenden Erfindung zu steuern ist. Das stufenlos verstellbare Getriebe, allgemein mit dem Bezugszeichen T bezeichnet, umfaßt eine Hydraulikpumpe P fester Verdrängung, die von einer Maschine E an einem Kraftfahrzeug durch eine Eingangswelle 1 antreibbar ist, und einen Hydraulikmotor M variabler Verdrängung mit einer Ausgangswelle 2 von Antrieb von Rädern W des Kraftfahrzeugs. Die Hydraulikpumpe P und der Hydraulikmotor M sind durch einen geschlossenen Hydraulikkreis miteinander hydraulisch verbunden, der eine erste Ölpassage La umfaßt, die den Auslaßdurchgang der Pumpe P mit dem Einlaßdurchgang des Motors M verbindet, und eine zweite Ölpassage Lb, die den Einlaßdurchgang der Pumpe P mit dem Auslaßdurchgang des Motors M verbindet.
Eine von der Maschine E antreibbare Ladepumpe 10 hat einen Auslaßdurchgang, der mit dem geschlossenen Hydraulikkreis durch eine Ladeölpassage Lh mit einem Rückschlagventil 11 und durch eine dritte Ölpassage Lc mit einem Paar von Rückschlagventilen 3 verbunden ist. Arbeitsöl, das durch die Ladepumpe 10 von einem Ölsumpf 15 zugeführt und im Druck durch ein Ladedruckentlastungsventil 12 reguliert ist, wird durch eines der Rückschlagventile 3 zu einer Niederdruck führenden der Ölpassagen La, Lb geführt. Mit dem geschlossenen Hydraulikkreis ist ferner eine vierte Ölpassage Ld mit einem Wechselventil 4 verbunden, das mit fünften und sechsten Ölpassagen Le, Lf gekoppelt ist, die Hoch- und Niederdruckablaßventile 6, 7 aufweisen und mit dem Ölsumpf 15 verbunden sind. Das Wechselventil 4, das ein Richtungssteuerventil mit zwei Durchgängen und drei Stellungen umfaßt, ist betätigbar in Antwort auf die Differenz zwischen den Öldrücken in den ersten und zweiten Ölpassagen La, Lb zum Verbinden einer Hochdruck führenden der ersten und zweiten Ölpassagen La, Lb mit der fünften Ölpassage Le und der Niederdruckölpassage mit der sechsten Ölpassage Lf.
Daher wird von der Hochdruckölpassage abgegebener Öldruck durch das Hochdruckentlastungsventil 6 reguliert, während der von der Niederdruckölpassage abgegebene Öldruck durch das Niederdruckentlastungsventil 7 reguliert wird.
Zwischen den ersten und zweiten Ölpassagen La, Lb ist eine siebte Ölpassage Lg mit einem Kupplungsventil 5 angeschlossen, das eine durch eine Öffnungssteuereinheit (nicht gezeigt) gesteuerte variable Verengung aufweist, um die Öffnung der siebten Ölpassage Lg zu steuern. Die Übertragung der Antriebskraft von der Hydraulikpumpe P zu dem Hydraulikmotor M kann durch die Steuerung der Fließquerschnittsfläche des Kupplungsventils 5 gesteuert werden.
Ein Stellglied zur Steuerung der Verdrängung des Hydraulikmotors M zur Steuerung des Drehzahlminderungsverhältnisses oder Übersetzungsverhältnisses des stufenlos verstellbaren Getriebes T umfaßt ein Paar erster und zweiter Servoeinheiten 30, 50, die durch einen Koppelmechanismus 45 mechanisch betriebsmäßig miteinander gekoppelt sind. Der Hydraulikmotor M umfaßt einen Taumelscheiben-Axialkolbenmotor, dessen Verdrängung durch Steuerung des Winkels seiner Taumelscheibe gesteuert werden kann.
Die Struktur und der Betrieb der Servoeinheiten 30, 50 wird nachfolgend anhand der Figuren 1 und 2 beschrieben.
Das Hochdruckarbeitsöl, das von dem geschlossenen Hydraulikkreis des stufenlos verstellbaren Getriebes T durch das Wechselventil 4 der fünften Ölpassage Le zugeführt ist, wird in die erste Servoeinheit 30 durch eine Hochdruckleitung 120 eingeführt, die von der fünften Ölpassage Le abzweigt. Die erste Servoeinheit 30 steuert den Taumelscheibenwinkel des Hydraulikmotors M unter dem hierdurch eingeführten Hochdruckarbeitsöl. Die zweite Servoeinheit 50 steuert den Betrieb der ersten Servoeinheit 30 durch den Koppelmechanismus 45, durch den die zweite Servoeinheit 50 mit der ersten Servoeinheit 30 betriebsmäßig gekoppelt ist.
Die erste Servoeinheit 30 umfaßt ein Gehäuse 31 mit einem Durchgang 31a, der mit der Hochdruckleitung 120 verbunden ist, ein Kolbenelement 32, das in dem Gehäuse 31 gleitend angeordnet ist, und ein Schieberelement 34, das in dem Kolben 32 koaxial gleitend angeordnet ist. Das Kolbenelement 32 weist an seinem (nach Darstellung) rechten Ende einen Kolben 32a auf, und von dem Kolben 32a steht (nach Darstellung) nach links koaxial eine zylindrische Stange 32b ab. Der Kolben 32a ist in einem in dem Gehäuse 31 begrenzten Zylinderloch 31c angeordnet und teilt den Raum des Zylinderlochs 31c in (nach Darstellung) linke und rechte Zylinderkammern 35, 36. Die Stange 32b ist gleitend in ein Stangenloch 31d eingesetzt, dessen Durchmesser kleiner ist und koaxial von dem Zylinderloch 31c absteht. Die rechte Zylinderkammer 36 ist durch einen Stopfen 33a und einen Deckel 33b verschlossen. Das Schieberelement 34 erstreckt sich durch den Kolben 32a, die rechte Zylinderkammer 36, den Stopfen 33a und den Deckel 33b.
Die linke Zylinderkammer 35 kommuniziert mit der Hochdruckleitung 120 durch eine in dem Gehäuse 31 gebildete Ölpassage 31b. Das Kolbenelement 32 kann daher unter dem Öldruck nach rechts bewegt werden, der von der Hochdruckleitung 120 in die linke Zylinderkammer 35 eingeführt wird.
Das Schieberelement 34 weist an seinem distalen Ende ein Flächenelement 34a auf, das eng in ein Schieberloch 32d eingesetzt ist, das koaxial in der Stange 32b begrenzt ist. Das Schieberelement 34 umfaßt ferner eine Ausnehmung 34b, die an der rechten Seite des Flächenelements 34a durch ein Paar diametral entgegengesetzter Ausschnitte gebildet ist, wobei die Ausnehmungen 34b eine vorbestimmte axiale Abmessung haben. Ein Haltering 37 ist an der rechten Seite der Ausnehmung 34b auf das Schieberelement 34 aufgesetzt. Der Haltering 37 verhindert bei Eingriff mit einem anderen Haltering 38, der in einer Innenumfangsfläche des Kolbenelements 32 verriegelt ist, daß sich das Schieberelement 34 aus dem Kolbenelement 32 entfernt.
In dem Kolbenelement 32 ist eine Auswurfpassage 32e gebildet, um bei Rechtsbewegung des Schieberelements 34 die rechte Zylinderkammer 36 durch das Schieberloch 32d in einen Ölsumpf (nicht gezeigt) zu öffnen, sowie eine Verbindungspassage 32c, um bei Linksbewegung des Schieberelements 34 die rechte Zylinderkammer 36 durch die Ausnehmung 34b mit der linken Zylinderkammer 35 in Verbindung zu bringen.
Wenn das Schieberelement 34 von der in Figur 2 gezeigten Stellung nach rechts bewegt wird, verschließt das Flächenelement 34a die Verbindungspassage 32c und öffnet die Auswurfpassage 32e. Daher wirkt das Öl, das unter Druck von der Hochdruckleitung 120 durch die Ölpassage 31b geführt wird, nur in der linken Zylinderkammer 35, um hierdurch im folgenden Zusammenwirken mit dem Schieberelement 34 das Kolbenelement 32 nach rechts zu bewegen.
Wenn dann das Schieberelement 34 nach links bewegt wird, öffnet die Ausnehmung 34b die Verbindungspassage 32c in die rechte Zylinderkammer 36, und das Flächenelement 34a verschließt die Auswurfkammer 32e. Das Hochdrucköl von der Hochdruckleitung 120 wirkt dann in beiden linken und rechten Zylinderkammern 35, 36. Weil der Kolben 32a an seinen axial entgegengesetzten Seiten unterschiedliche Druckaufnahmeflächen hat, d.h., daß die rechte Druckaufnahmefläche größer ist als die linke Druckaufnahmefläche, wird im folgenden Zusammenwirken mit dem Schieberelement 34 der Kolben 32 nach links bewegt.
Wenn das Schieberelement 34 irgendwo in seinem Hub stoppt, weil die Öldrücke in den Zylinderkammern 35, 36 im Gleichgewicht gehalten werden, wird das Kolbenelement 32 in einem hydraulisch ausgeglichenen Zustand gehalten und stoppt ebenfalls.
Daher wird durch Bewegung des Schieberelements 34 nach links oder nach rechts das Kolbenelement 32 unter dem Druck des von der Hochdruckleitung 120 zugeführten Öls im folgenden mit dem Schieberelement 34 gemeinsam bewegt. Das Kolbenelement 32 bewirkt dann, daß ein mit ihm gekoppeltes Koppelglied 39 die Taumelscheibe Mt des Hydraulikmotors M um eine Welle Ms verschwenkt, um hierdurch den Hub des Hydraulikmotors M zu verändern.
Das Schieberelement 34 ist mit der zweiten Servoeinheit 50 durch den Koppelmechanismus 45 betriebsmäßig gekoppelt. Der Koppelmechanismus 45 umfaßt ein erstes Koppelglied 47, das um eine Welle 47c herum drehbar ist und zwei im wesentlichen rechtwinklige Arme 47a, 47b aufweist, und ein zweites Koppelglied 48, das durch einen Stift mit dem unteren distalen Ende des Arms 47b des ersten Koppelglieds 47 verbunden ist. Das Oberende des Arms 47a ist durch einen Stift mit dem rechten Ende des Schieberelements 34 der ersten Servoeinheit 30 verbunden. Das Unterende des zweiten Koppelglieds 48 ist durch einen Stift mit einem (nach Darstellung) vertikalen Schieberelement 54 der zweiten Servoeinheit 50 gekoppelt. Demzufolge bewirkt eine vertikale Bewegung des Schieberelements 54 der zweiten Servoeinheit 50, daß sich das Schieberelement 34 der ersten Servoeinheit 30 nach links oder rechts bewegt.
Die zweite Servoeinheit 50 umfaßt ein Gehäuse 51 mit zwei Durchgängen 51a, 51b, mit denen jeweils zwei Öldruckleitungen 102, 104 verbunden sind, und das Schieberelement 54 ist in dem Gehäuse 51 vertikal verschiebbar angeordnet. Das Schieberelement 54 umfaßt einen Kolben 54a und eine Stange 54b, die koaxial von dem Kolben 54a nach unten absteht. Der Kolben 54a ist gleitend in ein Zylinderloch 51c eingesetzt, das in dem Gehäuse 51 vertikal ausgebildet ist. Das Zylinderloch 51c ist durch einen Deckel 55 verschlossen, der darin eine Zylinderkammer begrenzt, die durch den Kolben 54a in obere und untere Zylinderkammern 52, 53 unterteilt ist. Die Stange 54b ist gleitend in ein Stangenloch 51d eingesetzt, das koaxial in dem Gehäuse 51 gebildet ist, und sie verläuft von dem Zylinderloch 51c nach unten.
In einer Umfangsfläche der Stange 54b ist eine Ausnehmung 54e mit einer Schrägfläche ausgebildet. Ein Obenstellungerfassungsschalter 58 weist eine Stange 58a auf, die in die Ausnehmung 54e vorsteht. Wenn sich das Schieberelement 54 nach oben bewegt, wird der Schieber 58a in Richtung von der Stange 54b weg angehoben, weil die Endspitze des Schiebers 58a die Schrägfläche hochgleitet. Daher kann der Obenstellungerfassungsschalter 58 erfassen, wenn das Übersetzungsverhältnis des Hydraulikmotors M minimal ist.
Die oberen und unteren Zylinderkammern 52, 53, die durch den Kolben 54a gebildet sind, kommunizieren jeweils mit den Öldruckleitungen 102, 104 durch die Durchgänge 51a, 51b. Das Schieberelement 54 wird in Abhängigkeit von der Höhe eines an dem Kolben 54a angelegten Öldrucks nach oben oder unten bewegt, wobei der Öldruck bestimmt wird durch den Druck des Arbeitsöls, der durch die Leitungen 102, 104 zugeführt wird, und durch die Druckaufnahmeflächen des Kolbens 54a in den Zylinderkammern 52, 53. Die Vertikalbewegung des Schieberelements 54 wird durch den Koppelmechanismus 45 zu dem Spulenelement 34 der ersten Servoeinheit 30 übertragen, um hierdurch das Schieberelement 34 nach links oder rechts zu bewegen. Durch Steuerung des durch die Öldruckleitungen 102, 104 zugeführten Öldrucks kann daher die Bewegung des Schieberelements 34 der ersten Servoeinheit 30 zur Bewegung des Kolbenelements 32 gesteuert werden, um hierdurch den Taumelscheibenwinkel des Hydraulikmotors M zu steuern, so daß der Hub des Motors M gesteuert wird, um das Übersetzungsverhältnis oder Drehzahlminderungsverhältnis zu steuern. Insbesondere wenn das Schieberelement 54 der zweiten Servoeinheit 50 nach oben bewegt wird, wird das Kolbenelement 32 der ersten Servoeinheit 30 nach rechts bewegt, um den Taumelscheibenwinkel des Hydraulikmotors M zu reduzieren und hierdurch den Hub des Motors M und somit das Drehzahlminderungsverhältnis zu reduzieren.
Öldruck, der zu der oberen Zylinderkammer 52 durch den Durchgang 51a von der Öldruckleitung 102 zugeführt wird, wird unter Regulierung durch das Ladedruckentlastungsventil 12 von der Ladepumpe 10 durch eine Öldruckleitung 101 eingeführt. Öldruck, der der unteren Zylinderkammer 53 durch den Durchgang 51b zugeführt wird, wird von einer Öldruckleitung 103, die von der Öldruckleitung 102 abzweigt und eine Drossel 103a aufweist, unter Regulierung durch zwei tastverhältnisgesteuerte solenoidbetätigte Ventile 151, 152 durch eine Öldruckleitung 104 eingeführt. Das solenoidbetätigte Ventil 151 wird in Abhängigkeit von einem gegebenen Tastverhältnis geöffnet und geschlossen, um die Flußrate des Arbeitsöls von der Öldruckleitung 103 zu der Öldruckleitung 104 zu steuern. Das solenoidbetätigte Ventil 152 ist zwischen einer Öldruckleitung 105, die von der Öldruckleitung 104 abzweigt, und einer Öldruckleitung 106, die durch eine Drossel 106a mit einem Ablauf verbunden ist, angeschlossen. Das solenoidbetätigte Ventil 152 wird in Abhängigkeit von einem gegebenen Tastverhältnis geöffnet und geschlossen, um die Flußrate des Arbeitsöls von der Öldruckleitung 104 zu dem Ablauf zu steuern.
Daher wird die obere Zylinderkammer 52 durch die Öldruckleitung 102 mit Ladeöldruck versorgt, der durch das Ladedruckentlastungsventil 12 reguliert worden ist. Die Öldruckleitung 104 versorgt die untere Zylinderkammer 53 mit Öldruck, der durch die zwei solenoidbetätigten Ventile 151, 152 unter den Ladeöldruck gesenkt ist. Weil die Druckaufnahmefläche der oberen Zylinderkammer 52 kleiner als die der unteren Zylinderkammer 53 ist, werden Kräfte, die unter den Öldrucken in den oberen und unteren Zylinderkammern 52, 53 auf die entgegengesetzten Seiten des Schieberelements 54 wirken, in Gleichgewicht gebracht, wenn der Öldruck Pu in der oberen Zylinderkammer 52 höher als ein bestimmter Pegel Pl des Öldrucks in der unteren Zylinderkammer 53 ist (Pu > Pl). Durch Steuern der solenoidbetätigten Ventile 151, 152 zum Anheben des der unteren Zylinderkammer 53 zugeführten Öldrucks über den Druckpegel Pl wird daher das Schieberelement 54 nach oben bewegt, um den Taumelscheibenwinkel des Hydraulikmotors M zu reduzieren, um hierdurch das Drehzahlminderungsverhältnis zu reduzieren, und durch Steuern der solenoidbetätigten Ventile 151, 152 zum Absenken des der unteren Zylinderkammer 53 zugeführten Öldrucks unter den Druckpegel Pl wird das Schieberelement 54 nach unten bewegt, um den Taumelscheibenwinkel des Hydraulikmotors M zu erhöhen, um hierdurch das Drehzahlminderungsverhältnis zu erhöhen.
Die solenoidbetätigten Ventile 151, 152 werden durch ein Steuersignal gesteuert, das über eine Signalleitung 100a von einer Steuereinrichtung 100 zugeführt wird.
Wie in Figur 1 gezeigt, erhält die Steuereinrichtung 100 ein Drosselventilöffnungssignal θth, das von einem Maschinendrosselventilöffnungssensor 161 über eine Signalleitung 100c angelegt wird, ein Einlaßunterdrucksignal PB, das über eine Signalleitung 100d von einem Unterdrucksensor 162 ausgegeben wird, der den Einlaßunterdruck in einem Einlaßkrümmer erfaßt, ein Maschinendrehzahlsignal Ne, das von einem Maschinendrehzahlsensor 153 über eine Signalleitung 100e ausgegeben wird, ein Fahrgeschwindigkeitssignal V, das über eine Signalleitung 100f von einem Fahrgeschwindigkeitssensor 164 ausgegeben wird, der die Fahrzeuggeschwindigkeit aufgrund der Drehzahl der Ausgangswelle 2 erfaßt, ein Taumelscheibenwinkelsignal θtr, das über eine Signalleitung 100g von einem Taumelscheibenwinkelsensor 165 ausgegeben wird, der den Taumelscheibenwinkel des Hydraulikmotors M erfaßt, und ein Gaspedalstellungssignal θAP, das von einem Gaspedalbewegungssensor 166 über eine Signalleitung 100h ausgegeben wird. Die Steuereinrichtung 100 erzeugt ein Steuersignal aufgrund der ihr zugeführten obigen Eingangssignale und legt das Steuersignal an die solenoidbetätigten Ventile 151, 152 an, um ein gewünschtes Fahrverhalten des Kraftfahrzeugs zu erzielen.
Die Steuereinrichtung 100 sendet auch ein Steuersignal über eine Leitung 100b zu einem Drosselventilstellglied 155, das die Öffnung des Drosselventils steuert. Die Steuereinrichtung 100 erzeugt dieses Steuersignal aufgrund der Eingangssignale zur Betriebssteuerung des Drosselventilstellglieds 155, um eine erwünschte Fahreigenschaft des Kraftfahrzeugs zu erzielen.
Nachfolgend wird der Betrieb der Steuereinrichtung 100 zur Steuerung des Getriebes T beschrieben.
Das Drehzahlminderungsverhältnis oder Übersetzungsverhältnis i (= Eingangswellendrehzahl/Ausgangswellendrehzahl) des stufenlos verstellbaren Getriebes T wird ausgedrückt durch:
i = Ne/C'xV ... (1)
wobei Ne die Maschinendrehzahl ist, V die Fahrgeschwindigkeit ist und C' eine Konstante ist. Die Änderungsrate di/dt des Drehzahlminderungsverhältnisses i wird durch Differenzieren der Gleichung (1) bezüglich der Zeit t bestimmt und durch die folgende Gleichung (2) angegeben:
di/dt = 1/C' x V x (dNe/dt - Ne/C'xV x C' x dV/dt) ... (2)
wobei dNe/dt die Änderungsrate der Maschinendrehzahl ist und dV/dt (= G) die Beschleunigung des Kraftfahrzeugs ist. Wenn die Solländerungsrate der Maschinendrehzahl mit dNeo/dt angegeben wird, die Beschleunigung dV/dt (= G) die vorhergesagte Beschleunigung Ga ist und C' = 1/C, dann ergibt sich die Änderungsrate di/dt des Drehzahlminderungsverhältnisses durch:
di/dt = C x 1/V x dNeo/dt - C x Ne/V² x Ga ... (3)
Daher ergibt sich die Änderungsrate di/dt des Drehzahlminderungsverhältnisses aus der Summe einer Komponente diN/dt (= C x 1/V x dNeo/dt), die der Solländerungsrate dNeo/dt der Maschinendrehzahl entspricht, und einer Komponente diP/dt (= -C x Ne/V² x Ga), die der vorhergesagten Beschleunigung Ga entspricht. Die vorhergesagte Beschleunigung Ga wird aus den unten angegebenen Gleichungen (4) bis (7) abgeleitet.
Die Ausgangsleistung Pe der Maschine E ist ausgedrückt durch:
Pe = Rµ + Ra + Pa ... (4)
wobei R der Widerstand der Straßenoberfläche zum Kraftfahrzeug ist, Ra der Luftwiderstand des Kraftfahrzeugs ist und Pa die Restleistung der Maschine E ist. Aus der Gleichung (4) wird die Restleistung Pa der Maschine E wie folgt abgeleitet:
Pa = Pe - (Rµ + Ra) ... (5)
Die Restleistung Pa ist eine Pferdestärke der Maschinenausgangsleistung, die derzeit nicht benutzt wird, und sie wird zum Beschleunigen des Kraftfahrzeugs verwendet.
Die Restleistung Pa läßt sich auch durch die Gleichung (6) angeben:
Pa = (W + Δ W) x 1/g x Ga x (V x 10³/60²) x 1/75 ... (6)
wobei g die Erdbeschleunigung (9,8 m/s²) ist, W das Gesamtgewicht des Kraftfahrzeugs ist und ΔW das Massenäquivalent der drehenden Teile der Maschine E ist. Aus Gleichung (6) erhalten wir:
Ga = Pa x g x 60² x 75/(W + ΔW) x (V x 10³) ... (7)
Daher läßt sich der vorhergesagte Beschleunigung Ga aus der Restleistung Pa der Maschine E berechnen, und die Restleistung Pa wird entsprechend Gleichung (5) bestimmt.
Aus der durch die obige Gleichung (7) erhaltenen vorhergesagten Beschleunigung Ga wird die Komponente diP/dt, die der vorhergesagten Beschleunigung entspricht, wie folgt ausgedrückt:
diP/dt = -C x Ne/V² x Pa x g x 60² x 75/(W + Δ W) x (V x 10³) = - C&sub2; x Ne/V³ x Pa ... (8)
wobei C&sub2; eine Konstante ist.
Daher läßt sich die Änderungsrate di/dt des Drehzahlminderungsverhältnisses wie folgt ausdrücken:
di/dt = C&sub1; x 1/V x dNeo/dt - C&sub2; x Ne/V³ x Pa ... (9)
wobei C&sub1; eine Konstante ist. Die Ausdrücke der obigen Gleichung lassen sich durch Ändern der Konstanten C&sub1;, C&sub2; wichten.
Die Solländerungsrate dNeo/dt der Maschinendrehzahl wird bestimmt durch Berechnen der Differenz ΔNe zwischen der Sollmaschinendrehzahl Neo, die entsprechend einem Merkmal der Beschleunigungs- oder Verzögerungs-Absicht des Fahrers festgelegt wird, etwa dem Niederdruckbetrag des Gaspedals, und der Istmaschinendrehzahl Ne, und finden eines geeigneten Werts aus einem Kennfeld, das vorbestimmte Sollraten dNeo/dt enthält, die den Drehzahldifferenzen ΔNe im Hinblick auf die Fahrzeugfahrzustände, die der Fahrer empfindet, und dem Kraftstoffverbrauch entsprechen.
Wenn demzufolge eine Restleistung Pa zum Erhalt einer gewünschten Beschleunigung durch Steuern des Drosselventils eingestellt wird und das Getriebe unter Verwendung der Änderungsrate di/dt des Drehzahlminderungsverhältnisses gesteuert wird, die nach der obigen Gleichung (8) ermittelt wird, läßt sich die gewünschte Beschleunigung erreichen.
Eine Steuersequenz zum Steuern des Drehzahlminderungsverhältnisses und des Drosselventils zum Ermitteln und Erhalten der Sollbeschleunigung wird nachfolgend anhand des Flußdiagramms von Figur 3 und auch der Figuren 4 und 5 beschrieben. Figur 4 zeigt ein Steuerblockdiagramm zum Bewirken eines Drosselventilsteuerprozesses aufgrund des Flußdiagramms von Figur 3, und Figur 5 zeigt ein Steuerblockdiagramm zum Bewirken eines Drehzahlminderungsverhältnis-Prozesses aufgrund des Flußdiagramms von Figur 3.
Wie in Figur 3 gezeigt, wird eine Gaspedalstellung (Niederdrückbetrag des Gaspedals) θAP in einem Schritt S1 gelesen, und dann wird eine Fahrgeschwindigkeit V in einem Schritt S2 gelesen. Schritte S3, S4 bestimmen, ob ein Schaltbereich ein L- Bereich, ein S-Bereich oder ein D-Bereich ist, und Schritte S5, S6, S7 wählen ein Go-Kennfeld, das dem ermittelten Schaltkennfeld entspricht. Der Schaltbereich bedeutet einen Gangbereich, der in Abhängigkeit von der Stellung eines Schalthebels, der vom Fahrer gehandhabt wird, eingelegt ist. Das Go- Kennfeld für den D-Bereich ist in Figur 6A gezeigt, das Go- Kennfeld für den S-Bereich in Figur 6B und das Go-Kennfeld für den L-Bereich in Figur 6C.
Danach wird eine zu erreichende Sollbeschleunigung Go aus dem Gaspedalwinkel θAP und der Fahrgeschwindigkeit V in einem Schritt S8 bestimmt, einem Block B1 (Figur 4) und einem Block B29 (Figur 5). Wie in den Figuren 6A bis 6C gezeigt, gibt es vorbestimmte Kennfelder, die Kurven darstellen, welche die für die jeweiligen Fahrgeschwindigkeiten zu erreichenden erwünschten Sollbeschleunigungen Go bezeichnen, wobei die Sollbeschleunigungen Go gegen die Gaspedalwinkel θAP aufgetragen sind. Eine zu erreichende Sollbeschleunigung Go, die dem somit ausgelesenen Gaspedalwinkel θAP und der Fahrgeschwindigkeit V entspricht, wird aus den Sollbeschleunigungskennfeldern ausgelesen, so daß die Sollbeschleunigung zum Erhalt eines gewünschten Beschleunigungsgefühls des Fahrers, das dem Niederdrücken des Gaspedals bei der Fahrgeschwindigkeit entspricht, erreicht werden kann. Die den jeweiligen Kurven zugeordneten numerischen Werte in den Sollbeschleunigungskennfeldern bezeichnen Fahrgeschwindigkeiten in der Einheit km/h.
In den Sollbeschleunigungskennfeldern sind die Kurven, die die den Fahrgeschwindigkeiten entsprechenden Sollbeschleunigungen bezeichnen, mit im wesentlichen gleichmäßigen Abständen angeordnet. Insbesondere sind die Abstände zwischen den Kurven bei Reisegeschwindigkeiten (d.h. Fahrgeschwindigkeiten, bei denen die Sollbeschleunigung 0 ist) proportional zu den Reisegeschwindigkeiten. Anders gesagt, die Reisegeschwindigkeit ist proportional zur Gaspedalstellung θAP. Beispielsweise ist die Änderung der Gaspedalstellung, wenn sich die Reisegeschwindigkeit von 0 km/h auf 20 km/h ändert, gleich der Änderung der Gaspedalstellung, wenn sich die Reisegeschwindigkeit von 20 km/h auf 40 km/h ändert.
Ferner wird die Steigung der Kurven, die den Fahrgeschwindigkeiten entspricht, größer, wenn die Gaspedalstellung θAP kleiner wird. Insbesondere, wenn die Gaspedalstellung θAP kleiner wird, wird die Rate, mit der die Sollbeschleunigung beim Niederdrücken des Gaspedals zunimmt, größer, und wenn die Gaspedalstellung θAP größer wird, wird die Rate kleiner.
Wenn die Gaspedalstellung θAP klein ist, besteht die Neigung, daß die vom Fahrer beim Niederdrücken des Gaspedals empfundene Beschleunigung klein ist. Nach der vorliegenden Erfindung ist hierbei die Änderung, mit der die Sollbeschleunigung zunimmt, groß, wodurch der Fahrer ein Beschleunigungsgefühl haben kann, das an seine Beschleunigungsabsicht angepaßt ist.
Die in den Figuren 6A bis 6C gezeigten Graphen enthalten Bereiche, in denen die Sollbeschleunigung Go negativ ist. In diesen Bereichen sind Sollverzögerungen eingerichtet, die beim Loslassen des Gaspedals zu erreichen sind, während das Kraftfahrzeug fährt, um zum Verzögern des Kraftfahrzeugs mit dem Motor zu bremsen.
Das Auslesen der Sollbeschleunigungen wird im näheren Detail beschrieben. Bei Verwendung des in Figur 6A gezeigten Kennfelds und beim Niederdrücken des Gaspedals, bis der Gaspedalstellung etwa 40 Grad wird, während das Kraftfahrzeug mit 60 km/h fährt (die Gaspedalstellung beträgt bei dieser Reisegeschwindigkeit etwa 10 Grad), wird ein Punkt auf der Kurve für die Fahrgeschwindigkeit von 60 km/h bei der Gaspedalstellung von 40 Grad bestimmt, und die Sollbeschleunigung (= etwa 0,2 g), die dem bestimmten Punkt entspricht, wird ausgelesen.
Dann wird eine Restleistung Pa der Maschine zum gegenwärtigen Zeitpunkt nach obiger Gleichung (5) berechnet. Tatsächlich wird, wie in Figur 4 gezeigt, eine Istmaschinenausgangsleistung Pea aufgrund des Einlaßunterdrucks PB und der Maschinendrehzahl Ne in einem Block B11 bestimmt, wird ein Übertragungswirkungsgrad η für die Maschinenausgangsleistung aufgrund des Einlaßunterdrucks PB, der Kühlmitteltemperatur TW, des Taumelscheibenwinkels θtr und der Kupplungsöffnung θCL in einem Block B12 bestimmt und wird ein Fahrwiderstand PL, das ist die Summe des Rollwiderstands Rµ und des Luftwiderstands Ra aufgrund der Fahrgeschwindigkeit V im Block B13 bestimmt. Dann läßt sich die Restleistung Pa unter Verwendung der Gleichung (5) bestimmen. Hierbei wird die Maschinenausgangsleistung Pea um dem Übertragungswirkungsgrad η korrigiert.
In Figur 5 wird die Maschinenausgangsleistung Pea in einem Block B24 bestimmt, wird der Übertragungswirkungsgrad 77 in einem Block B28 bestimmt und wird eine tatsächlich übertragene Maschinenausgangsleistung Pe in einem Schritt B25 bestimmt. Dann wird die Restleistung durch Subtraktion der in einem Block B33 bestimmten Last PL von der Maschinenausgangsleistung Pe bestimmt.
Dann wird eine Rechen-Beschleunigung GCAL, die der somit bestimmten Restleistung der Maschine entspricht, in einem Schritt S9, einem Block B15 und einem Block B30 berechnet. Eine vorhergesagte Beschleunigung wird unter Verwendung der Restleistung Pa entsprechend der Gleichung (7) berechnet, und die somit bestimmte vorhergesagte Beschleunigung ist die Rechen-Beschleunigung GCAL.
Die Differenz ΔG (= Go - GCAL) zwischen der zu erreichenden Sollbeschleunigung Go und der Rechen-Beschleunigung GCAL wird in einem Schritt S10 und einem Block B2 berechnet. Aufgrund der Beschleunigungsdifferenz ΔG wird ein Korrekturwert dGon/dt für die Rechen-Beschleunigung GCAL, der zum Ändern der gegenwärtigen Beschleunigung (Rechen-Beschleunigung GCAL) auf die zu erreichende Sollbeschleunigung Go entlang einer gewünschten Kennlinie erforderlich ist, aufgrund der Beschleunigungsdifferenz ΔG in einem Schritt S11, einem Block B3 und einem Block B31 berechnet. Der Korrekturwert dGon/dt wird beispielsweise unter Verwendung eines Kennfelds oder eines Graphen bestimmt, wie er in Figur 7 gezeigt ist, der berechnete Korrekturwerte enthält, die verschiedenen Werten der Beschleunigungsdifferenz ΔG entsprechen. Daher läßt sich der erwünschte Korrekturwert dGon/dt, welcher der in Schritt S10 berechneten gegenwärtigen Beschleunigungsdifferenz ΔG entspricht, in dem Graph von Figur 7 nach der durchgehenden Kurve finden.
Dann wird der Korrekturwert dGon/dt zu der Rechen-Beschleunigung GCAL in einem Schritt S12, einem Block B4 und einem Block B31 addiert, um eine gegenwärtige Sollbeschleunigung Gon (= GCAL + dGon/dt) zu erhalten. Die gegenwärtige Sollbeschleunigung Gon ist eine Beschleunigung, die gegenwärtig erforderlich ist, um die gegenwärtige Beschleunigung GCAL auf die zu erreichende Sollbeschleunigung G0 entlang einer gewünschten Kennlinie zu erreichen. Die Drosselventilöffnung und das Drehzahlminderungsverhältnis des Getriebes werden mit dem Ziel gesteuert, die Sollbeschleunigung Gon zu erreichen.
Für diese Steuerung wird die Maschinendrehzahl Ne in einem Schritt S13 gelesen, und dann wird eine Sollmaschinendrehzahl Neo, die der Gaspedalstellung θAP und der Fahrgeschwindigkeit V, die bereits ausgelesen worden sind, entspricht, in einem Schritt S14 und einem Block B21 berechnet. Wie in Figur 8 gezeigt, werden Werte der Sollmaschinendrehzahl Neo für die Fahrgeschwindigkeiten V&sub1; bis V&sub5; vorbestimmt und gegen Werte der Gaspedalstellung θAP aufgetragen. Daher wird die Sollmaschinendrehzahl Neo bestimmt, die der gegenwärtigen Gaspedalstellung θAP und der Fahrgeschwindigkeit V entspricht, die in den Schritten S1, S2 bereits gelesen wurden.
Dann berechnet ein Schritt S15 die Differenz ΔNe (=Neo - Ne) zwischen der Sollmaschinendrehzahl Neo und der in Schritt S13 gelesenen gegenwärtigen Maschinendrehzahl Ne. Aufgrund der Drehzahldifferenz ΔNe wird eine gegenwärtige Solländerungsrate dNeo/dt der Maschinendrehzahl, welche Rate erforderlich ist, um die gegenwärtige Maschinendrehzahl Ne zu der Solldrehzahl Neo entlang einer gewünschten Kennlinie zu ändern, in einem Schritt S16 und einem Block B22 berechnet und vorübergehend in einem Speicher gespeichert. Die Sollrate dNeo/dt wird aus dem Graph von Figur 9 bestimmt, der z.B. vorbestimmte Änderungsraten der Maschinendrehzahl enthält, derart, daß sich die Maschinendrehzahl entlang einer gewünschten Kennlinie in Abhängigkeit von der Drehzahldifferenz ΔNe ändert.
Dann geht die Steuerung zu einem Schritt S17, in dem der Einlaßunterdruck PB der Maschine gemäß Erfassung durch den Unterdrucksensor 162 gelesen wird, sowie eine gegenwärtige Maschinenpferdestärke PSRL, die entsprechend dem Einlaßunterdruck PB und der Maschinendrehzahl Ne berechnet ist. Danach wird die Sollmaschinenpferdestärke Pson, die zum Erhalt der Sollbeschleunigung Gon erforderlich ist, nach folgender Gleichung (10) in einem Schritt S18 und einem Block B5 bestimmt:
Pson = Gon x (W + Δ W) x V x 10³/g x 60² x 75 + PSRL ... (10)
Mit der somit berechneten Sollmaschinenpferdestärke Pson wird ein Solleinlaßunterdruck PBon, der erforderlich ist, um die gegenwärtige Maschinenpferdestärke PSRL zu der Sollmaschinenpferdestärke Pson bei der gegenwärtigen Maschinendrehzahl Ne zu ändern, in einem Schritt S10 und einem Block B6 berechnet. Für diese Berechnung ist ein Kennfeld (Figur 10) verwendbar, das Werte der Maschinenpferdestärke Pe in Abhängigkeit von Werten des Maschineneinlaßunterdrucks PB und Werten der Maschinendrehzahl Ne enthält, und der Solleinlaßunterdruck PBon zur Sollmaschinenpferdestärke Pson und die Maschinendrehzahl Ne sind aus dem Kennfeld bestimmbar.
Das Drosselventil der Maschine läßt sich dann steuern, um den Solleinlaßunterdruck PBon zu erhalten, der somit erhalten wird. Wenn jedoch die Drosselventilöffnung auf weniger als eine vorbestimmte Öffnung reduziert ist und der Einlaßunterdruck höher als ein vorbestimmter Pegel PBG wird, ist die Maschinenpferdestärke sehr klein, und die Drosselventilöffnungssteuerung ist nicht wirkungsvoll genug, die Maschinenpferdestärke zu korrigieren.
Um mit dem obigen Nachteil zurechtzukommen, bestimmt ein Schritt S20, ob der Solleinlaßunterdruck PBon unter einem vorbestimmten Wert PBG liegt oder nicht, so daß verschiedene Steuermodi durchgeführt werden&sub1; wenn PBon < PBG und wenn PBon ≥ PBG.
Wenn PBon < PBG, dann wird das Maschinendrosselventil derart gesteuert, daß der Solleinlaßunterdruck PBon in einem Schritt S21 erhalten wird. Der Maschinendrosselventil-Steuerprozeß ist in den Blöcken B7 bis B10 von Figur 4 gezeigt. Zuerst wird die Differenz ΔPB zwischen dem Solleinlaßunterdruck PBon und dem Isteinlaßunterdruck PB bestimmt, und die Differenz ΔPB wird mit einem Koeffizienten ΔθTBP multipliziert, um hierdurch in dem Block B8 einen Basisdrosseländerungswert dTH zu erhalten. Der Koeffizient ΔθTBP ist ein Koeffizient, der eine Änderung der Drosselöffnung bezeichnet, die erforderlich ist, um eine Einheitsänderung des Einlaßunterdrucks zu bewirken. Gleichzeitig hiermit wird ein Korrekturkoeffizient KPBO für eine Arbeitsverstärkung des Drosselventilstellglieds 155 relativ zum Solleinlaßunterdruck PBon in dem Block B7 bestimmt. Die Arbeitsverstärkung wird korrigiert, weil der Arbeitsbetrag des Drosselventilstellglieds und der Einlaßunterdruck nicht proportional aufeinander bezogen sind. Wie in Figur 11 gezeigt, wird der Korrekturkoeffizient KPBO bestimmt durch Auslesen eines Verstärkungsfaktors, der dem Solleinlaßunterdruck PBon entspricht, aus der vorbestimmten Beziehung zwischen den Einlaßunterdrücken PB und den Arbeitsverstärkungen des Drosselventilstellglieds 155.
Dann wird in dem Block B9 die Einlaßunterdruckdifferenz dTH mit dem Korrekturkoeffizienten KPBO multipliziert, um einen Arbeitsbetrag ΔTH des Drosselventilstellglieds 155 zu bestimmen, der zum Ändern des Einlaßunterdrucks um die Differenz dTH erforderlich ist. Das Drosselventilstellglied 155 wird nun um den Arbeitsbetrag ΔTH betätigt, um hierdurch das Drosselventil zu steuern. Nun läßt sich eine Maschinenpferdestärke erzeugen, die zum Erreichen der Sollbeschleunigung Gen geeignet und erforderlich ist.
Gleichzeitig mit dieser Drosselventilsteuerung wird auch das Drehzahlminderungsverhältnis des stufenlos verstellbaren Getriebes gesteuert. Schließlich werden eine Komponente diN/dt (= C&sub1; x 1/V x dNeo/dt), die der Solländerungsrate dNeo/dt der Maschinendrehzahl entspricht, und eine Komponente diN/dt (= - C&sub2; x Ne/V³ x Pa: dies ergibt sich aus Gleichung (8)), die der vorhergesagten Beschleunigung entspricht, welche unter Verwendung der Restleistung Pa der Maschine bestimmt ist, in einem Schritt S22, einem Block B23 und einem Block B26 bestimmt. Durch Einsetzen dieser Komponenten in die Gleichung (9) wird eine Änderungsrate di/dt (= diN/dt + diP/dt) des Drehzahlminderungsverhältnisses bestimmt, und das Tastverhältnis der solenoidbetätigten Ventile 151, 152 wird in Block B34 zum Erhalt der Rate di/dt bestimmt. Aufgrund des Tastverhältnisses werden die solenoidbetätigten Ventile 151, 152 betriebsmäßig gesteuert, um das Drehzahlminderungsverhältnis zu steuern. Auf diese Weise kann das Kraftfahrzeug entsprechend der Sollbeschleunigung Gon beschleunigt (oder verzögert) werden.
Wenn PBon ≥ PBG, dann geht die Steuerung von Schritt S20 zu Schritt S24, in dem das Maschinendrosselventil derart gesteuert wird, daß der Einlaßunterdruck PB an den vorbestimmten Wert PBG (konstant) angeglichen wird. Weil hierbei die Maschinenpferdestärke nicht durch die Drosselventilsteuerung eingestellt werden kann, wird die Getriebesteuerung so beeinflußt, daß sie die Einstellung der Maschinenpferdestärke erbringt. Unter Verwendung der Differenz (Gon - GCAL) zwischen der Sollbeschleunigung Gon und der Rechen-Beschleunigung GCAL wird eine Korrekturkomponente diG/dt nach der folgenden Gleichung (11) in einem Schritt S25 und einem Block B32 berechnet:
diG/dt = C&sub3; x Ne/V² x (Gon - GCAL) ... (11)
Die Korrekturkomponente diG/dt wird dann zu der Gleichung (9) addiert, um eine Änderungsrate di/dt (= diN/dt + diP/dt + diG/dt) des Drehzahlminderungsverhältnisses zu berechnen. Dann wird das Tastverhältnis der solenoidbetätigten Ventile 151, 152 bestimmt, um die Änderungsrate di/dt des Drehzahlminderungsverhältnisses zu erreichen, und die solenoidbetätigten Ventile 151, 152 werden aufgrund des Tastverhältnisses gesteuert, um hierdurch das Drehzahlminderungsverhältnis zu steuern. Das Kraftfahrzeug kann auch nach der Sollbeschleunigung Gon beschleunigt (oder verzögert) werden.
Die obige Fluß- oder Steuersequenz wird jede vorbestimmte Zeitperiode (z.B. alle 10 ms) zyklisch wiederholt, um das Drehzahlminderungsverhältnis entlang einer Kennlinie gewünschter Beschleunigung (oder Verzögerung) stufenlos zu steuern.
Wenn wie bei der dargestellten Ausführung das Drehzahlminderungsverhältnis durch die Tastverhältnissteuerung der solenoidbetätigten Ventile gesteuert wird, dann wird ein Steuersignal für die solenoidbetätigten Ventile beispielsweise alle 100 ms ausgegeben, obwohl die Steuersequenz alle 10 ms wiederholt wird, weil die mechanischen Teile der solenoidbetätigten Ventile langsam reagieren.
Obwohl in der obigen Ausführung der Niederdrückbetrag des Gaspedals als Merkmal für den Wunsch des Fahrers nach Beschleunigung oder Verzögerung verwendet wird, läßt sich statt dessen auch die Maschinendrosselöffnung als dieses Merkmal verwenden.
Das Steuer/Regelverfahren der vorliegenden Erfindung wurde in Anwendung bei einem stufenlos verstellbaren Getriebe beschrieben, das eine Hydraulikpumpe und einen Hydraulikmotor aufweist. Jedoch sind die Prinzipien der vorliegenden Erfindung auch bei jedem anderen stufenlos verstellbaren Getriebetyp anwendbar.
Das automatische Getriebe, das durch das Verfahren der vorliegenden Erfindung gesteuert werden kann, kann entweder ein stufenlos verstellbares Getriebe sein, das wie oben beschrieben automatisch gesteuert wird, oder ein automatisches Stufengetriebe, das eine Mehrzahl gesonderter Gangstellungen aufweist. Auch ein solches automatisches Stufengetriebe kann nach dem Steuerverfahren der vorliegenden Erfindung gesteuert werden.

Claims

1. Verfahren zum Steuern/Regeln eines automatischen Getriebes (T) an einem Kraftfahrzeug, umfassend die Schritte:

Erfassen eines ersten Merkmals (θAP), das die Absicht des Fahrers nach Beschleunigung oder Verzögerung des Kraftfahrzeugs darstellt, und eines zweiten Merkmals (V), das eine Geschwindigkeit des Kraftfahrzeugs darstellt;

Bestimmen einer zu erreichenden Sollbeschleunigung (G&sub0;), die dem ersten (θAP) und dem zweiten (V) Merkmal entspricht, aus einem Sollbeschleunigungskennfeld, das Sollbeschleunigungen (G&sub0;) enthält, die ersten Merkmalen (θAP), die die Absicht des Fahrers nach Beschleunigung oder Verzögerung darstellen, und zweiten Merkmalen (V), die Geschwindigkeiten des Kraftfahrzeugs darstellen, entsprechen;

und Steuern/Regeln der Übersetzung des automatischen Getriebes und der Fahrzeugmaschine derart, daß die Sollbeschleunigung erreicht wird; dadurch gekennzeichnet,

daß das Sollbeschleunigungskennfeld derart ausgebildet ist, daß sich Reisegeschwindigkeiten (V) des Kraftfahrzeugs in dem Sollbeschleunigungskennfeld mit Änderung der ersten Merkmale (θAP) linear ändern.

2. Verfahren nach Anspruch 1, bei dem das Sollbeschleunigungskennfeld derart ausgebildet ist, daß, wenn jedes der zweiten Merkmale (V) konstant ist, jede der Sollbeschleunigungen (G&sub0;) mit Zunahme des ersten Merkmals (θAP) für positive Werte der Beschleunigung mit einer Rate zunimmt, die bei niedrigen Werten des ersten Merkmals (θAP) größer als bei höheren Werten ist.

3. Verfahren nach Anspruch 1 oder 2, bei dem das Sollbeschleunigungskennfeld eine Mehrzahl von Kennfeldern enthält, die jeweils einer Mehrzahl von Schaltbereichen entsprechen, und wobei eines der Kennfelder, das dem gegenwärtigen Schaltbereich entspricht, zur Bestimmung der Sollbeschleunigung verwendet wird.

4. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei dem das erste Merkmal einem Niederdrückbetrag (θAP) eines Gaspedals entspricht.

5. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei dem das automatische Getriebe ein stufenlos verstellbares Getriebe umfaßt.

6. Verfahren nach Anspruch 5, bei dem das stufenlos verstellbare Getriebe eine von der Maschine antreibbare Hydraulikpumpe (P) und einen durch von der Hydraulikpumpe zugeführten Öldruck antreibbaren Hydraulikmotor (M) umfaßt, wobei wenigstens ein Element von Hydraulikpumpe und Hydraulikmotor vom Typ variabler Verdrängung ist, wobei das Verfahren ferner den Schritt umfaßt:

Steuern/Reglen des stufenlos verstellbaren Getriebes durch Steuern/Regeln der variablen Verdrängung der Hydraulikpumpe oder des Hydraulikmotors.

7. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 4, bei dem das automatische Getriebe ein Stufengetriebe mit einer Mehrzahl getrennter Gangstellungen umfaßt.

8. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche, das ferner die Schritte umfaßt:

Berechnen einer gegenwärtigen Rechen-Beschleunigung GCAL aufgrund einer Restleistung Pa der Maschine, die das automatische Getriebe antreibt;

Einrichten einer gegenwärtigen Sollbeschleunigung Gon, die gegenwärtig zum Ändern der Istbeschleunigung zu der Sollbeschleunigung G&sub0; entlang einer gewünschten Kennlinie erforderlich ist, entsprechend der Differenz ΔG (= G&sub0; - GCAL) zwischen der Sollbeschleunigung G&sub0; und der Rechen-Beschleunigung GCAL.

9. Verfahren nach Anspruch 8, in dem die Rechen-Beschleunigung GCAL aufgrund der Restleistung Pa der Maschine nach der Gleichung bestimmt wird:

GCAL = Pa x g x 60² x 75/(W + ΔW) x (V x 10³)

wobei g = die Erdbeschleunigung;

W = das Gesamtgewicht des Kraftfahrzeugs;

ΔW = die Äquivalenzmasse der drehenden Teile des Antriebssystems des Kraftfahrzeugs; und

V = die Geschwindigkeit des Kraftfahrzeugs.

10. Verfahren nach Anspruch 8 oder 9, das ferner die Schritte umfaßt:

Steuern/Regeln eines Drosselventils (161) der Maschine sowie Steuern/Regeln der Übersetzung des automatischen Getriebes derart, daß die gegenwärtige Sollbeschleunigung erreicht wird.

11. Verfahren nach Anspruch 10, bei dem das Drosselventil durch ein Drosselventilstellglied (155) gesteuert wird, das in Antwort auf ein Steuersignal von einer Steuereinrichtung betreibbar ist.

12. Verfahren nach Anspruch 10 oder 11, das ferner die Schritte umfaßt:

Berechnen einer gegenwärtigen Maschinenpferdestärke PSRL aus einem Maschineneinlaßunterdruck PB und einer Maschinendrehzahl Ne;

Bestimmen einer Sollmaschinenpferdestärke Pson, die zum Erhalt der gegenwärtigen Sollbeschleunigung Gon erforderlich ist, nach der Gleichung:

Pson = Gon x (W + Δ W) x V x 10³/g x 60² x 75 + PSRL

wobei W = das Gesamtgewicht des Kraftfahrzeugs;

V = die Geschwindigkeit des Kraftfahrzeugs;

Berechnen eines Sollmaschineneinlaßunterdrucks PBon, der zum Ändern der Istmaschinenpferdestärke PSRL bis zur Sollmaschinenpferdestärke Pson bei der Maschinendrehzahl Ne erforderlich ist;

falls der Solleinlaßunterdruck PBon niedriger als ein vorbestimmter Wert PBG ist, Steuern/Reglen des Drosselventils der Maschine derart, daß der Solleinlaßunterdruck PBon erhalten wird; und

falls der Solleinlaßunterdruck PBon gleich oder höher als der vorbestimmte Wert PBG ist, Steuern/Regeln des Drosselventils der Maschine derart, daß der Einlaßunterdruck den vorbestimmten Wert PBG einnimmt.

13. Verfahren nach Anspruch 12, bei dem ein Kennfeld, das die Korrelation zwischen dem Maschineneinlaßunterdruck PB, der Maschinendrehzahl Ne und der Maschinenpferdestärke Pe bezeichnet, eingerichtet wird und der Solleinlaßunterdruck PBon aus dem Kennfeld bestimmt wird.

14. Verfahren nach Anspruch 12 oder 13, das ferner die Schritte umfaßt:

falls der Solleinlaßunterdruck PBon unter dem vorbestimmten Wert PBG liegt, Berechnen einer Sollmaschinendrehzahl Neo entsprechend dem Merkmal der Absicht des Fahrers nach Beschleunigung oder Verzögerung und dem Merkmal der Geschwindigkeit des Kraftfahrzeugs, und ferner Berechnen der Differenz ΔNe (= Neo - Ne) zwischen der Sollmaschinendrehzahl Neo und der Istmaschinendrehzahl Ne;

Berechnen der Solländerungsrate dNeo/dt der Maschinendrehzahl, die gegenwärtig erforderlich ist, um die Istmaschinendrehzahl Ne bis zur Sollmaschinendrehzahl Neo entlang einer gewünschten Kennlinie zu ändern, aufgrund der Differenz ΔNe;

Bestimmen einer Komponente diN/dt, die der Sollrate dNeo/dt entspricht, nach der Gleichung:

diN/dt = C&sub1; x 1/V x (dNeo/dt)

wobei C&sub1; eine Konstante ist;

Bestimmen einer Komponente diP/dt, die einer vorhergesagten Beschleunigung entspricht, unter Verwendung der Restpferdestärke Pa der Maschine, nach der Gleichung:

diP/dt = -C&sub2; x (Ne/V³) x Pa

wobei C&sub2; eine Konstante ist;

Addieren der Komponenten diN/dt und diP/dt, um hierdurch eine Änderungsrate di/dt des Drehzahlminderungsverhältnisses des automatischen Getriebes zu bestimmen; und

Steuern/Regeln des Drehzahlminderungsverhältnisses des automatischen Getriebes derart, daß die Änderungsrate (di/dt) des Drehzahlminderungsverhältisses erreicht wird.

15. Verfahren nach Anspruch 12, 13 oder 14, das ferner die Schritte umfaßt:

falls der Solleinlaßunterdruck PBon gleich oder höher als der vorbestimmte Wert PBG ist, Berechnen einer Sollmaschinendrehzahl Neo entsprechend dem Merkmal der Absicht des Fahrers nach Beschleunigung oder Verzögerung und dem Merkmal der Geschwindigkeit des Kraftfahrzeugs, und ferner Berechnen der Differenz ΔNe (= Neo - Ne) zwischen der Sollmaschinendrehzahl Neo und der Istmaschinendrehzahl Ne;

Berechnen einer Solländerungsrate dNeo/dt der Maschinendrehzahl, die gegenwärtig zum Ändern der Istmaschinendrehzahl Ne bis zur Sollmaschinendrehzahl Neo entlang einer gewünschten Kennlinie erforderlich ist, aufgrund der Differenz ΔNe;

diN/dt = C&sub1; x 1/V x (dNeo/dt)

wobei C&sub1; eine Konstante ist;

diP/dt = - C&sub2; x Ne/V³ x Pa

wobei C&sub2; eine Konstante ist;

Bestimmen einer Korrekturkomponente diG/dt nach der Gleichung:

diG/dt = C&sub3; x Ne/V² (Gon - GCAL)

wobei C&sub3; eine Konstante ist;

Addieren der Komponenten diN/dt, diP/dt und diG/dt, um hierdurch eine Änderungsrate di/dt des Drehzahlminderungsverhältnisses des automatischen Getriebes zu bestimmen; und

Steuern/Regeln des Drehzahlminderungsverhältnisses des automatischen Getriebes derart, daß die Änderungsrate di/dt des Drehzahlminderungsverhältnisses erreicht wird.