CN1624361A - 转矩变换器的闭锁控制 - Google Patents

Abstract

在与发动机(21)相连的泵叶轮(1a)和与自动变速传动装置(23)相连的涡轮转子(1b)之间施加的闭锁离合器(2)的紧固力由控制器(5)控制。所述控制器(5)确定泵叶轮(1a)和涡轮转子(1b)的目标相对转速，并进行紧固力的反馈控制，使得在目标相对转速和实际相对转速之间的差值被减小。控制器(5)还进行紧固力的前馈控制。当在前馈控制量中的偏离超过预定值时，控制器(5)校正反馈控制量，从而缓和所述偏离的作用，借以抑制紧固力的突然改变。

Description

转矩变换器的闭锁控制

技术领域

本发明涉及一种和车辆的转矩变换器相关的闭锁离合器的紧固力的控制。

背景技术

安装在车辆的发动机和自动变速传动装置之间的转矩变换器通过流体在泵叶轮和涡轮转子之间传送转矩。因为在泵叶轮和涡轮转子之间的相对转动增加发动机的燃料消耗，最好在车辆启动之后稍后直接连接泵叶轮和涡轮转子。提供闭锁离合器达到这个目的。

在具有闭锁离合器的转矩变换器中，在变换器模式和闭锁模式之间的转换通过滑动模式完成，在变换器模式中，通过流体传输转矩，在闭锁模式中，通过闭锁离合器传输转矩，在滑动模式中，允许闭锁离合器中的滑动，使得一部分转矩通过流体传输而另一部分转矩通过闭锁离合器传输。

发明内容

关于在滑动模式下在泵叶轮和涡轮转子之间的相对转速的控制，序列号为6066072的美国专利披露了一种两个自由度的控制装置，其通过使用基于其参考模式的前馈指令值和基于在目标相对转速和实际相对转速之间的差值的反馈指令值来确定在泵叶轮和涡轮转子之间的相对转速命令值。这种装置具有反馈补偿器和包括前馈补偿器的预处理单元，使得实现参考模型的动态特性。

其中，反馈补偿器确保控制的稳定性，而前馈补偿器确保好的控制响应。这些补偿器可被相互独立地设计。

目标相对转速和参考模型的特性根据在车辆的设计阶段期间按照假设的车辆运行状态确定的所需的规范被设置。例如，当车辆的行驶速度非常低时，最好使相对转速迅速地收敛到目标相对转速，以便阻止消音被传递到车辆的内部。另一方面，恰好在开始闭锁离合器的紧固操作以便从变换器模式转移到闭锁模式之后的时间，最好平滑地使相对转速收敛到目标相对转速，以使得车辆的驾驶者不会注意到闭锁操作。

按照现有技术的控制装置通过改变参考模型的滤波器常数来满足不同的要求。例如，当预处理单元具有一阶滞后的参考模型时，其通过改变一阶滞后的时间常数来实现。

在泵叶轮和涡轮转子之间的相对转速通过作为紧固力施加于闭锁离合器上的液压的控制来控制。

因此，当一阶滞后的时间常数改变时，施加于闭锁离合器上的液压也改变。如果一阶滞后的时间常数突然改变，则施加于闭锁离合器上的液压突然改变，这可能引起闭锁离合器产生冲击。

因此，本发明的目的在于，抑制由在闭锁离合器的紧固力的前馈控制中施加的时间常数的突然改变而可能产生的冲击。

为实现上述目的，本发明提供一种用于车辆的转矩变换器的闭锁离合器的闭锁控制装置。所述转矩变换器包括和发动机相连的泵叶轮以及和自动变速传动装置相连的涡轮转子，并按照闭锁离合器的紧固力，通过流体和闭锁离合器在泵叶轮和涡轮转子之间传递转矩。所述装置包括用于调节紧固力的机构，用于检测泵叶轮的转速的传感器，用于检测涡轮转子的转速的传感器，用于检测发动机的运行条件的传感器，以及用于控制所述机构的可编程的控制器。

控制器被编程用于根据泵叶轮的转速和涡轮转子的转速计算泵叶轮和涡轮转子的实际相对转速，根据发动机的运行条件确定目标相对转速，根据在目标相对转速和实际相对转速之间的差值进行所述机构的反馈控制，从而使所述差值减小，与所述反馈控制相结合对该机构进行前馈控制，确定由前馈控制对所述机构施加的前馈控制量的偏离是否超过一个预定值，当所述偏离超过预定值时，沿着缓和所述偏离的作用的方向，通过反馈控制校正施加于所述机构的反馈控制量。

本发明还提供一种用于车辆的转矩变换器的闭锁离合器的闭锁控制方法。所述转矩变换器包括和发动机相连的泵叶轮以及和自动变速传动装置相连的涡轮转子，并按照从一个紧固力调节机构施加的闭锁离合器的紧固力，通过流体和闭锁离合器在泵叶轮和涡轮转子之间传递转矩。

所述方法包括确定泵叶轮的转速，所述泵叶轮的转速等于发动机的转速，确定涡轮转子的转速，确定发动机的运行条件，根据泵叶轮的转速和涡轮转子的转速计算泵叶轮和涡轮转子的实际相对转速，根据发动机的运行条件确定目标相对转速，根据在目标相对转速和实际相对转速之间的差值进行调节机构的反馈控制，从而使所述差值减小，与所述反馈控制相结合进行调节机构的前馈控制，确定由前馈控制对所述机构施加的前馈控制量的偏离是否超过一个预定值，当所述偏离超过预定值时，沿着缓和所述偏离的作用的方向通过反馈控制校正施加于调节机构的反馈控制量。

本发明的细节以及其它特征和优点在本说明的其余部分提出并在附图中示出。

附图说明

图1是具有应用本发明的闭锁离合器的车辆的动力系的示意图；

图2是按照本发明的闭锁控制装置的示意图；

图3是表示按照本发明的控制器的控制功能的方块图；

图4是说明用于校正由控制器实现的反馈补偿器的输出ω_SLPC1的程序的流程图；

图5是表示由控制器存储的预定门限值DSPFF的映射特性的图；

图6是表示由控制器存储的相对转动增益g_SLPC的映射特性的图；

图7是表示由控制器存储的发动机输出转矩t_ESC的映射特性的图；

图8是表示由控制器存储的目标闭锁离合器紧固能力t_LUC的映射特性的图；

图9是表示按照本发明的第二实施例在前馈补偿器的输出ω_SLPC2的计算中应用的时间常数Tt的特性的图；

图10是表示按照本发明的第二实施例，由控制器进行的用于设置校正请求标志fADJREQ的程序的流程图；

图11是表示按照本发明的第二实施例，由控制器进行的计算反馈补偿器的输出ω_SLPC1的程序的流程图；

图12A-12F是表示按照本发明的第二实施例，由控制器执行图10和图11的程序的结果的定时图；

图13A-13F和图12A-12F类似，但表示从图10的程序中省略了步骤S18的情况；

图14A-14F和图12A-12F类似，不过表示在图10的程序中步骤S18执行的特殊效果；以及

图15A-15F和图12A-12F类似，不过表示现有技术的例子。

具体实施方式

参见图1，用于车辆的多缸发动机21通过转矩变换器1和自动变速传动装置23相连，自动变速传动装置23的输出转矩通过差速齿轮24传送到驱动轮25上。自动变速传动装置23由连续可调的变速器构成。

转矩变换器1具有由发动机21驱动的泵叶轮1a，和自动变速传动装置23的输入轴相连的涡轮转子1b，以及直接连接泵叶轮1a和涡轮转子1b的闭锁离合器2。

闭锁离合器2的紧固力由在施加压力PA和释放压力PR之间的差动压力(PA-PR)确定。

当施加压力PA低于释放压力PR时，闭锁离合器2进入开锁状态，泵叶轮1a和涡轮转子1b按照插入其间的流体的转矩传递功能旋转。当施加压力PA大于释放压力PR时，闭锁离合器2被取决于差动压力(PA-PR)的紧固力紧固。

当差动压力(PA-PR)小时，泵叶轮1a和涡轮转子1b按照差动压力(PA-PR)传递转矩，同时进行相对转动。

当差动压力(PA-PR)变得大于预设的值时，泵叶轮1a和涡轮转子1b进入直接连接状态，没有相对转动，即闭锁状态。

在可以相对转动的不引起闭锁的状态下，转矩变换器1经由两个通路传递转矩，即由流体传送和由闭锁离合器2的机械变速器传递。发动机输出转矩等于总转矩。

因此，如果从发动机输出转矩中减去流体传输转矩，则可以算出通过闭锁离合器2传输的转矩。下面闭锁离合器2的传输转矩被表示为闭锁离合器2的转矩容量(torque capacity)。

闭锁离合器2的转矩容量由包括滑动控制阀3、电磁阀4、控制器5和齿轮比计算单元26的控制装置控制。

参见图2，控制阀3按照从电磁阀4输入的信号压力Ps对闭锁离合器2提供施加压力PA和释放压力PR。控制阀3按照信号压力Ps改变在施加压力PA和释放压力PR之间的压差，即闭锁离合器2的紧固压力。

电磁阀4使用响应于占空比信号S_DUTY的电磁线圈调节从油压源提供给信号压力Ps的泵压力。占空比信号S_DUTY从控制器5输出。

控制器5包括微型计算机，其具有中央处理单元(CPU)，只读存储器(ROM)，随机存取存储器(RAM)和输入/输出接口(I/O接口)。控制器还可以包括多个微型计算机。

控制器5按照车辆的运行状态是否相应于变换器区域、滑动区域或闭锁区域来控制施加于闭锁离合器2的差动压力(PA-PR)。在滑动区域的第一半，进行差动压力(PA-PR)的开环控制，在滑动区域的第二半，进行差动压力(PA-PR)的反馈/前馈控制。控制器5通过向电磁阀4输出占空比信号S_DUTY来控制差动压力(PA-PR)。

为了产生占空比信号S_DUTY，来自用于检测发动机21的节流阀开度TVO的节流阀开度传感器10的信号、用于检测泵叶轮1a的转速ω_IR的叶轮转动传感器7的信号、用于检测涡轮转子1b的转速ω_TR的涡轮转动传感器8的信号、用于检测自动变速传动装置23的油温T_ATF的油温传感器11的信号、用于检测车速VSP的车速传感器9的信号、以及表示来自齿轮比计算单元26的计算结果的信号被输入给控制器5。因为泵叶轮1a直接和发动机21相连，所以泵叶轮1a的转速ω_IR也被用作发动机21的转速Ne。

齿轮比计算单元26根据涡轮转子1b的转速ω_TR和车速VSP计算自动变速传动装置23的的实际齿轮比ip，并将其输入给控制器5。齿轮比计算单元26包括和控制器5相同的微型计算机。控制器5和齿轮比计算单元26也可以包括相同的微型计算机。

下面参见图3说明控制器5对于差动压力(PA-PR)的反馈/前馈控制的功能。图中所示的所有的方块是为了说明控制器5的功能而虚拟的单元，并不作为物理实体而存在。

目标相对转速计算单元100根据车速VSP，节流阀开度TVO，齿轮比ip和油温T_ATF确定泵叶轮1a和涡轮转子1b的目标相对转速ω_SLPT。所述目标相对转速ω_SLPT是用于获得由于发动机21的燃烧中的分散而在发动机输出转矩中产生的最小波动和由驱动链发出的最小的振动噪声的相对转速。目标相对转速ω_SLPT按照上述参数通过实验被预先设置。

实际相对转速计算单元103通过从泵叶轮1a的转速ω_IR减去涡轮转子1b的转速ω_TR来计算转矩变换器1的实际相对转速ω_SLPR。其中，泵叶轮1a的转速等于发动机21的转速，涡轮转子1b的转速等于自动变速传动装置23的输入转速。

预处理单元101通过利用补偿滤波器处理目标相对转速ω_SLPT以使得目标相对转速具有预期的响应，从而计算目标相对转速校正值ω_SLPTC1和ω_SLPTC2。

预处理单元101比较预处理补偿器101A和前馈补偿器101B。预处理补偿器101A根据下式(1)计算第一目标相对转速校正值ω_SLPTC1：

ω_SLPTC1＝G_R(s)·ω_SLPT(t)                            (1)

其中

Tt＝时间常数，以及

S＝微分算子。

公式(1)相应于一阶滞后处理。

前馈补偿器101B根据下面的公式(2)计算第二目标相对转速校正值ω_SLPTC2：

ω_SLPTC2＝G_M(s)·ω_SLPT(t)                        (2)

其中 $G_M\left(s\right)=\frac{G_R\left(s\right)}{P\left(s\right)},$

G_M(s)＝前馈补偿器的传递函数，以及

以及

Tp＝时间常数。

假设时间常数Tp是一阶常数，前馈补偿器的传递函数G_M(s)可以由下式(3)表示：

$G_M\left(s\right)=\frac{1+\mathrm{Tp}\·s}{1+\mathrm{Tt}\·s}---\left(3\right)$

滤波器常数设置单元111设置时间常数Tp和时间常数Tt。按照本发明的控制系统为两个自由度的控制系统，因此参考模型的时间常数Tt按照车辆的运行状态被设置，以实现较佳的响应，并且相对转动模型的时间常数Tp按照相对转动模型的特征被设置。

转动偏离计算单元102按照下式计算在第一目标相对转速ω_SLPTC1和实际相对转速ω_SLPR之间的偏差ω_SLPER：

ω_SLPER＝ω_SLPTC1-ω_SLPR                        (4)

反馈补偿单元104包括反馈补偿器，其使用下式(5)，根据偏离ω_SLPER计算第一相对转速指令值ω_SLPC1，式(5)表示比例/积分反馈控制。

${\mathrm{\ω}}_{\mathrm{SLPC}1}=G_{\mathrm{CNT}}\left(s\right)\·{\mathrm{\ω}}_{\mathrm{SLPER}}=K_P\·{\mathrm{\ω}}_{\mathrm{SLPER}}+\frac{K_i}{s}\·{\mathrm{\ω}}_{\mathrm{SLPER}}---\left(5\right)$

其中G_CNT(s)＝反馈补偿器的传递函数，

K_P＝比例增益，

K_I＝积分增益，以及

S＝微分算子。

此外，反馈补偿单元104按照下式(6)，通过把第二目标相对转速校正值ω_SLPTC2加到第一相对转速指令值ω_SLPC1来计算相对转速指令值ω_SLPC：

ω_SLPC＝ω_SLPC1+ω_SLPTC2                           (6)

相对转动增益计算单元106通过参考具有图6的特性的图，使用涡轮转子1b的转速ω_TR计算相对转动增益g_SLPC。所述图被预先存储在控制器5的存储器(ROM)中。

目标流体传递转矩计算单元105使用下式(7)，利用相对转动增益g_SLPC计算相应于相对转速指令值ω_SLPC的目标变换器传递转矩t_CNVC：

$t_{\mathrm{CNVC}}=\frac{{\mathrm{\ω}}_{\mathrm{SLPC}}}{g_{\mathrm{SLPC}}}---\left(7\right)$

发动机输出转矩估算单元108根据发动机转速Ne和节流阀开度TVO，通过参考具有图7所示特性的图估算发动机21的发动机输出转矩t_ES。所述图被预先存储在控制器5的存储器(ROM)中。

这个值使用考虑到发动机动态特性的一阶滞后的时间常数T_ED，利用下式(8)进行滤波处理，从而获得发动机转矩估算值t_EH。

$t_{\mathrm{EH}}=\frac{1}{1+T_{\mathrm{ED}}\·s}\·t_{\mathrm{ES}}---\left(8\right)$

目标闭锁离合器紧固能力计算单元107通过从上述获得的发动机输出转矩估算值t_EH减去式(7)中的目标流体传递转矩t_CNVC来计算目标闭锁离合器紧固能力t_LU：

t_LU＝t_EH-t_CNVC                                  (9)

闭锁离合器紧固压力指令值计算单元109通过参考具有图8所示特性的图，计算用于达到目标闭锁离合器紧固能力t_LUC所需的闭锁离合器紧固压力指令值P_LUC。这个图根据关于闭锁离合器2的紧固压力和紧固能力之间的关系的实验结果被事先画出，并被预先存储在控制器5的存储器(ROM)中。

电磁阀驱动信号计算单元110根据闭锁离合器紧固压力指令值P_LUC计算闭锁占空比，并向电磁阀4输出相应的占空比信号S_DUTY。

下面参照图4说明用于校正第一相对转速指令值ω_SLPC1的程序。

该程序当发动机21运行时以10毫秒的时间间隔由控制器5执行。

首先参见图4，在第一步骤S1，控制器5使用下式(10)计算偏离ω_SLPADJ：

ω_SLPADJ＝ω_SLPTC2-SLPTC2_M                       (10)

其中SLPTC2_M＝第二目标相对转速校正值ω_SLPTC2，其是在该程序被执行前的紧前面由预处理单元101的前馈补偿器101B算出的。

在下一步骤S2，控制器5使用在反馈补偿单元104中的反馈补偿器的功能计算第一相对转速指令值ω_SLPC1，即，使用式(5)由偏离ω_SLPER计算ω_SLPC1。因为在这一步骤计算的值可以在以后被进一步骤校正，该值作为候选值ω_SLPC3被存储。

在下一步骤S3，控制器比较偏离ω_SLPADJ的绝对值和预定门限值DSLPFF的绝对值。其中门限值DSLPFF是用于确定前馈补偿器101B的输出ω_SLPTC2是否会使闭锁离合器2产生震动的值。预定门限值DSPFF根据节流阀开度TVO而改变，如图5所示。控制器5预先存储用于限定图中所示的关系的图，在步骤S2中，其根据节流阀开度TVO参考所述图，从而确定预定值DSPFF。

在闭锁离合器2的紧固处理期间，偏离ω_SLPADJ取负值。图5中的值DSPFF也取负值。在步骤S2中的比较使用绝对值进行，以便比较偏离ω_SLPADJ的幅值和预定值DSPFF的幅值。

当偏离ω_SLPADJ的幅值大于门限值DSPFF的幅值时，则认为前馈补偿器101B的输出ω_SLPTC2中的偏离将引起震动。在这种情况下，控制器5进行步骤S4的处理。

当偏离ω_SLPADJ的幅值不大于门限值DSPFF的幅值时，则认为由前馈补偿器101B的输出ω_SLPTC2中的偏离产生的震动很小而可以忽略。在这种情况下，控制器进行步骤S5的处理。

在步骤S4，控制器5使用下式(11)计算第一相对转速指令值ω_SLPC1：

ω_SLPC1＝ω_SLPC3-ω_SLPADJ                           (11)

在步骤5中，控制器5设置第一相对转速指令值ω_SLPC1等于在步骤S3中计算的候选值ω_SLPC3。

在步骤S4或步骤S5的处理之后，控制器5结束该程序。

按照该程序的执行，在前馈补偿器101B的输出ω_SLPC2中的大的偏离总是被在反馈补偿单元104中的反馈补偿器的输出ω_SLPC1补偿，因而可以避免闭锁离合器紧固压力的突然改变。

下面参照图9-11和图12A-12F，13A-13F，14A-14F，说明本发明的第二实施例。

在这个实施例中，差值T1和T2被选择地用作参考模型的时间常数Tt。为了获得闭锁离合器2的闭锁操作的良好响应，时间常数Tt最好被从T1到T1改变，其中T2小于T1。由式(2)和(3)可以理解，当时间常数Tt以步进方式改变时，前馈补偿器101B的输出ω_SLPTC2以类似方式改变。

在本实施例中，假定时间常数Tt在值T1和T2之间的转换引起前馈补偿器101B的输出ω_SLPTC2改变为超出门限值DSPFF的幅值。

因而，当时间常数Tt从值T1改变为T2时，或者反之，控制器5校正反馈补偿单元104中的反馈补偿器的输出ω_SLPC1。

图10所示的程序确定是否需要在反馈补偿单元104中的反馈补偿器的输出ω_SLPC1进行校正。图11所示的程序按照图10的程序的确定结果来校正反馈补偿器的输出ω_SLPC1。

当发动机21在运行时，以10毫秒的时间间隔在控制器5中由反馈补偿单元104连续地执行这个程序。

参见图10，在第一步骤S11，控制器5计算在由目标相对转速计算单元100确定的目标相对转速ω_SLPT和按照下式(12)由实际相对转速计算单元103计算的实际相对转速ω_SLPR之间的偏离Δω_SLP：

Δω_SLP＝|ω_SLPTC1-ω_SLPR|                        (12)

在下一步骤S12，控制器5比较偏离Δω_SLP和预定值DSLP1。参见图9，预定的值DSLP1是用于根据偏离Δω_SLP的幅值确定T1或T2中的哪一个被用作参考模型的时间常数Tt的值。当偏离Δω_SLP大于预定值DSLP1时，控制器5在步骤S13设置参考模型的时间常数Tt为较大的值T1。其中，Δω_SLP大于预定值DSLP1的偏离区域被称为区域A。

当偏离Δω_SLP不大于预定值DSLP1时，控制器5在步骤S15设置参考模型的时间常数Tt为较小的值T2。其中，Δω_SLP不大于预定值DSLP1的偏离区域被称为区域B。

在步骤S13的处理之后，控制器5在步骤S14确定在程序被执行的紧前面计算的偏离Δω_SLP(n-1)是否也是区域A中的值。

类似地，在步骤S15的处理之后，控制器5在步骤S16确定在程序被执行的紧前面计算的偏离Δω_SLP(n-1)是否也是区域B中的值。

如果在步骤S14或S16的确定是肯定的，则在步骤S17，控制器5复位校正请求标志fADJREQ为0。

如果在步骤S14或S16的确定是否定的，则控制器5在步骤S18确定参考模型的时间常数Tt是否大于相对转动模型的时间常数Tp。当时间常数Tt不大于时间常数Tp时，控制器5进行步骤S17的处理，即复位校正请求标志fADJREQ为0。在步骤S17的处理之后，控制器5结束该程序。

当在步骤S18时间常数Tt大于时间常数Tp时，控制器5在步骤S19设置校正请求标志fADJREQ为1。在步骤S19的处理之后，控制器5结束该程序。

综上所述，只有当偏离Δω_SLP从区域A移动到区域B或者反之时，并且参考模型的时间常数Tt大于相对转动模型的时间常数Tp时，校正请求标志fADJREQ才被设置为1。

下面参照图11说明用于校正在反馈补偿单元104中的反馈补偿器的输出ω_SLPC1的程序。

首先在步骤S50，控制器5读出第二目标相对转速校正值ω_SLPTC2(其是当该程序被执行的紧前面由预处理单元101的前馈补偿器101B算出的)，并将其作为一个存储值SLPTC2-M存储。

在下一步骤S51，控制器5读出当前目标相对转速校正值ω_SLPTC2，其是在执行该程序的当时由预处理单元101的前馈补偿器101B算出的。

在下一步骤S52，控制器5使用在反馈补偿单元104中的反馈补偿器的功能计算第一相对转速指令值ω_SLPC1，即，使用公式(5)根据偏离ω_SLPER计算ω_SLPC1。因为在这一步骤计算的值可以在以后被进一步骤校正，该值作为候选值ω_SLPC3被存储。

在下一步骤S53，控制器5确定校正请求标志fADJREQ是否为1。

当校正请求标志fADJREQ是1时，在步骤S54，控制器5确定在从反馈补偿单元104中的反馈补偿器作为第一相对转速指令值ω_SLPC1输出候选值ω_SLPC3之前对其进行校正，并设置一个等于偏离ω_SLPADJ的校正量，该值是参照第一实施例使用式(10)计算的。

当校正请求标志fADJREQ不为1，即为0时，控制器5确定不对候选值ω_SLPC3进行校正，并在步骤S55把校正量ω_SLPADJ设置为0。

在步骤S54或S55的处理之后，控制器5使用下式(13)在步骤S56计算第一相对转速指令值ω_SLPC1。

ω_SLPC1＝ω_SLPC3-ω_SLPADJ                          (13)

当第二目标相对转速校正值ω_SLPTC2减小时，校正量ω_SLPADJ取负值，并在步骤S56进行第一相对转速指令值ω_SLPC1的增加校正。

在计算第一相对转速指令值ω_SLPC1之后，控制器5结束该程序。

下面参照图12A-12F，说明图10和图11的程序的执行结果。

其中闭锁离合器紧固压力的控制在时刻t0开始，以使得实际相对转速ω_SLPR朝向目标相对转速ω_SLPT收敛。

图12E所示的闭锁离合器紧固压力指令值PLUC根据图12D所示的相对转速指令值ω_SLPC改变。相对转速指令值ω_SLPC是前馈补偿器101B的输出ω_SLPTC2和反馈补偿单元104中的反馈补偿器的输出ω_SLPC1之和。

为了获得闭锁离合器2的闭锁操作中的最佳响应，当在时刻t1偏离Δω_SLP变得不大于预定值DSLP1时，前馈补偿器101B的时间常数Tt从T1改变到T2，其中T2小于T1，如图12A所示。结果，前馈补偿器101B的输出ω_SLPTC2突然减小，如图12B所示。

当在时刻t1之后立即执行图10所示的程序时，在步骤S16和步骤S18的确定结果都是否定的，因此在步骤S19校正请求标志FADJREQ设置为1。因此当图11的程序被连续执行时，进行步骤S54的处理，并在步骤S56执行反馈补偿器的输出ω_SLPC1的增加校正。其中反馈补偿器的输出ω_SLPC1的增量等于前馈补偿器101B的输出ω_SLPTC2中的减量ω_SLPADJ，如图12B，12C所示。

结果，作为ω_SLPTC2和ω_SLPC1之和的相对转速指令值ω_SLPC，以及闭锁离合器紧固压力指令值P_LUC不表示出任何突变，尽管时间常数Tt发生改变，分别如图12D，12E所示。因而当时间常数Tt进行转换时，不会发生震动，同时确保实际相对转速ω_SLPR快速收敛于目标相对转速ω_SLPT。

借助于使前馈补偿器101B的输出ω_SLPTC2平滑地改变，不校正反馈补偿器的输出ω_SLPC1也能获得相同的结果。不过，为了平滑地改变输出ω_SLPTC2，时间常数Tt必须根据时间常数Tp平滑地改变，这使得控制装置比按照本实施例的装置复杂得多。

图15A-15F表示现有技术的情况，其中当时间常数Tt从T1改变到T2时不对反馈补偿器的输出ω_SLPC1进行校正。

因为在ω_SLPTC2突然减小的时刻t1未进行校正，如图15B所示，同样的变化出现在相对转速指令值ω_SLPC中，且闭锁离合器紧固压力指令值P_LUC突然增加。由于闭锁离合器紧固压力的突然增加，在闭锁离合器2的输出转速中发生波动，如图15F所示，可能引起驾驶员或车上的乘客感到震动或不舒服。

下面参照图13A-13F和图14A-14F说明在图10的程序中步骤S18的处理的效果。

图13A-13F和图14A-14F的定时图表示进行闭锁离合器紧固压力的控制的情况(如图12A-12F所示的情况)，但是和图12A-12F的情况不同，这里的时间常数Tt的值T2被设置为小于时间常数Tp的值，如图13A和图14A所示。在这种情况下，前馈补偿器101B进行先行控制。

即使当值T2被设置小于时间常数Tp时，通过对反馈补偿器的输出ω_SLPC1进行校正，在时刻t1前馈补偿器101B的输出ω_SLPTC2的急剧减小被补偿，如图13B-13D所示，因而在闭锁离合器紧固压力中的突然变化被抑制，如图13E所示。不过，在这种情况下，因为前馈补偿器101B的输出ω_SLPTC2在t1-t2的时间间隔期间增加，相对转速指令值ω_SLPC在这个时间间隔期间也增加，如图13D所示。结果，如图13E所示，在时刻t1之后，闭锁离合器紧固压力指令值减小，因而不能期望实际相对转速ω_SLPR快速地收敛于目标相对转速ω_SLPT。

为了避免这种不利影响，本发明在值T2小于时间常数Tp的情况下阻止把校正应用到反馈补偿单元104中的反馈补偿器的输出ω_SLPC1上。这通过图10的步骤S18来实现。当在步骤S18时间常数Tt不大于时间常数Tp时，在步骤S17把校正请求标志fADJREQ设置为0，因此在步骤S55把校正量ω_SLPADJ设置为0，以使得在步骤S56不进行对反馈补偿器的输出ω_SLPC的校正。

参见图14A-14F，在时刻t1，当时间常数Tt从T1改变为T2时，因为时间常数Tt变得小于时间常数Tp，所以不进行反馈补偿器的输出ω_SLPC的校正。

在这种情况下，在时刻t1出现闭锁离合器紧固压力指令值P_LVC的突然增加，并且在闭锁离合器2的输出转速中发生波动，如图14F所示，如同图15A-15F所示的现有技术的情况，不过通过不对反馈补偿器的输出ω_SLPC进行校正，可确保实际相对转速ω_SLPR快速收敛于目标相对转速ω_SLPT。

申请日为2003年12月5日的日本特许公开2003-407800的内容被引入在此作为参考。

虽然上面参照本发明的某些实施例对本发明进行了说明，但是本发明不限于上述的这些实施例。在权利要求的范围内，本领域技术人员可以作出上述实施例的改变和改型。

例如，按照上述的实施例，参考模型由一阶滞后系统构成，并且前馈补偿器101B的传递函数的分子和分母都是一阶函数。不过本发明可以应用于具有高阶传递函数的补偿系统，这是因为本发明的本质是阻止在前馈补偿器的输出中的改变不利地影响闭锁离合器紧固压力，因而目标装置不受传递函数的阶数的限制。

按照上述的实施例，用于控制所需的参数使用各传感器检测，不过本发明可以应用于可使用要求的参数进行要求的控制的任何装置，而不管这些参数是如何获得。此外，在上述的实施例中，控制器5由单个微型计算机构成，但是其可以由多个微型计算机构成。

Claims (9)

1.一种用于车辆的转矩变换器(1)的闭锁离合器(2)的闭锁控制装置，所述转矩变换器(1)包括和发动机(21)相连的泵叶轮(1a)以及和自动变速传动装置(23)相连的涡轮转子(1b)，并且按照闭锁离合器(2)的紧固力，通过流体和闭锁离合器(2)在泵叶轮(1a)和涡轮转子(1b)之间传递转矩，所述装置包括：

用于调节紧固力的机构(3，4)；以及

可编程的控制器(5)，其被编程用于：

根据泵叶轮(1a)的转速和涡轮转子(1b)的转速来计算泵叶轮(1a)和涡轮转子(1b)的实际相对转速(103)；

根据发动机(21)的运行条件确定目标相对转速(100)；

根据目标相对转速和实际相对转速之间的差值进行所述机构(3，4)的反馈控制，从而使所述差值减小(104)；

与所述反馈控制相结合对所述机构进行前馈控制(101)；

确定通过前馈控制对所述机构(3，4)施加的前馈控制量的偏离是否超过一个预定值(104，S3，S14，S16)；以及

当所述偏离超过预定值时，沿着缓和所述偏离的作用的方向，通过反馈控制校正施加于所述机构(3，4)的反馈控制量(104，S4，S19，S56)。

2.如权利要求1所述的闭锁控制装置，其中，所述装置还包括用于检测泵叶轮(1a)的转速的传感器(7)，用于检测涡轮转子(1b)的转速的传感器(8)，以及用于检测发动机(21)的运行条件的传感器(8，9，10，11)。

3.如权利要求1或2所述的闭锁控制装置，其中，反馈控制量的校正量被设置等于所述偏离。

4.如权利要求1或2所述的闭锁控制装置，其中，反馈控制是两个自由度的控制，其应用一个参考模型的时间常数Tt，该时间常数被预先设置以使得实现较佳响应，以及应用相对转动模型的时间常数Tp，该时间常数根据闭锁离合器(2)的特性被预先设置。

5.如权利要求4所述的闭锁控制装置，其中，当差值大于一个预定值时，所述参考模型的时间常数Tt被设置为第一值(S13)，当差值不大于所述预定值时该时间常数Tt被设置为小于所述第一值的第二值(S15)。

6.如权利要求5所述的闭锁控制装置，其中，所述第一值和所述第二值之间的差值被设置为使得所述偏离超过所述预定值，并且控制器(5)还被编程用于当参考模型的时间常数Tt在所述第一值和所述第二值之间变换时校正施加于所述机构的反馈控制量(S14，S16，S19)。

7.如权利要求6所述的闭锁控制装置，其中，所述控制器(5)还被编程为当参考模型的时间常数Tt小于相对转动模型的时间常数Tp时不校正反馈控制量(S17)。

8.如权利要求6所述的闭锁控制装置，其中，所述控制器(5)还被编程为使得当所述前馈控制正在进行所述机构的先行控制时不校正反馈控制量(S18，S19)。

9.一种用于车辆的转矩变换器(1)的闭锁离合器(2)的闭锁控制方法，所述转矩变换器(1)包括和发动机(21)相连的泵叶轮(1a)以及和自动变速传动装置(23)相连的涡轮转子(1b)，并且按照由一个紧固力调节机构(3，4)施加的闭锁离合器(2)的紧固力，通过流体和闭锁离合器(2)在泵叶轮(1a)和涡轮转子(1b)之间传递转矩，所述方法包括：

根据泵叶轮(1a)的转速和涡轮转子(1b)的转速计算泵叶轮(1a)和涡轮转子(1b)的实际相对转速(103)；

根据发动机(21)的运行条件确定目标相对转速(100)；

根据目标相对转速和实际相对转速之间的差值进行调节机构(3，4)的反馈控制，从而使所述差值减小(104)；

与所述反馈控制相结合进行调节机构(3，4)的前馈控制(101)；

确定通过前馈控制对所述机构(3，4)施加的前馈控制量的偏离是否超过一个预定值(104，S3，S14，S16)；以及

当所述偏离超过预定值时，沿着缓和所述偏离的作用的方向，通过反馈控制校正施加于调节机构(3，4)的反馈控制量(104，S4，S19，S56)。

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