用于调节功率分支的自动变速器的变速比的方法及功率分支的自动变速器

摘要

本发明涉及用于调节或控制功率分支的自动变速器的变速比的方法，该变速器包括一个可由发动机驱动的驱动轴，一个无级变速器，一个齿轮变速器，一个输出轴及至少两个控制离合器，借助这些离合器可使所述无级变速器与所述齿轮变速器彼此这样地连接，以使得在通过功率分支变速器的整个变速比范围时，在一个第一变速比范围内，在一个方向上通过该无级变速器的调节范围；及在一个第二变速比范围内，在相反方向上通过该无级变速器的调节范围。通过所述转换策略可减小缠绕接触装置的磨损及实现在所述变速比范围之间的舒适转换。此外描述了该功率分支的自动变速器的有利结构。

说明书

本案是申请人2003年1月27日提交的申请号为03803583.9、发明名称为“用于调节功率分支的自动变速器的变速比的方法及功率分支的自动变速器”的PCT发明专利申请的分案申请。

技术领域

本发明涉及用于调节功率分支的自动变速器的变速比的方法。本发明还涉及用于实施根据本发明的方法的功率分支的自动变速器。

背景技术

带有可无级调节变速比的变速器(CVT变速器)不仅由于它的高舒适性，而且由于与仅用行星齿轮组工作的有级自动变速器相比，可能减小燃料消耗而愈来愈多地使用在轿车中。在CVT变速器中功率的传递例如通过在两个锥盘对之间循环运行的缠绕接触装置来实现的，其中每个锥盘对作用半径可通过距离的变化来改变。其它的变速比的无级改变是基于在适合的环圈表面摩擦锁合地运行的滚动体或其它的原理。CVT变速器的优点是具有尽可能大的变速(最大变速比与最小变速比的比例)。现在该值可达到>6。为了产生摩擦锁合，在两个彼此处于摩擦啮合的体之间必需持续地压紧。在锥盘-缠绕接触装置变速器上通常通过压紧活塞来产生与瞬时传递转矩相关的压紧力。该转矩压紧力被叠加上了一个调节压紧力，借助该调节压紧力可进行变速比的调节。为了调节变速比需要一个作用在锥盘对上的压紧力的可调节差值。

出于降低燃料损耗的原因合乎愿望的是：使变速器的变速增加到超过单个CVT变速器可达到的值。这可借助功率分支的变速器来实现，其中CVT变速器的变速或变速比范围被“双重地(doppelt)”使用，其方式是通过组合一个齿轮变速器并且启动相应的控制离合器在功率分支变速器的总变速比改变时使CVT变速器的变速比范围在相反方向上通过其整个变速范围两次。

图1表示一个具有功率分支的变速器的机动车动力传动系统的结构原理图。

机动车的驱动发动机，例如一个内燃机2通过起动离合器4与一个功率分支的变速器8的驱动轴6相连接，该变速器的输出轴用标号10表示。

该功率分支的变速器8包括一个具有连续可变变速比的无级变速器(Variator)12及至少一个齿轮变速器14以及至少两个控制离合器K1与K2，无级变速器12可通过这些控制离合器以不同的方式与齿轮变速器14相耦合。一个电子控制或调节装置16的输入端与一个加速踏板传感器18、内燃机2的一个功率调节单元位置传感器20、一个发动机转速传感器22、一个用于无级变速器12输入轴-它同时可为驱动轴6-的传感器24、一个用于检测无级变速器12的输出轴的转速的传感器26、一个用于检测驱动轴10的转速的传感器28及可能的其它传感器相连接。在电子控制或调节装置中将根据传感器的信号及存储在该装置16中的算法、特性曲线组等产生出输出信号，借助它们将控制：内燃机2的功率调节单元30，起动离合器4的致动器，用于无级变速器12的锥盘对的压紧缸中的与转矩相关的压力，用于改变其变速比的锥盘对12的调节缸中的压力，及控制离合器K1及K2。用于倒车行驶的齿轮系或离合器和/或制动器未被表示出来。

所述部件的结构及功能其本身是公知的及由此不再详细描述。

图2表示一个具有无级变速器12的功率分支变速器的例子，该无级变速器的一个锥盘对30无相对转动地与驱动轴6相连接及通过第一控制离合器K1可与第一齿轮32耦合。

该无级变速器12的另一锥盘对34无相对转动地与一个输出轴36相连接，后者又无相对转动地与一个作为行星齿轮传动装置构成的齿轮变速器14的太阳轮37相连接。输出轴36还通过控制离合器K2与第二齿轮38相连接，该第二齿轮通过一个中间齿轮40与第一齿轮32形成转动啮合。第二齿轮38与行星齿轮传动装置的行星架42无相对转动地连接，该行星齿轮传动装置的行星齿轮44与内齿轮46相啮合，该内齿轮与输出轴10无相对转动地连接。当控制离合器K2闭合及控制离合器K1打开的情况下，太阳轮37及行星架42共同地转动，以使得行星齿轮44停止及携带内齿轮46。整个功率分支变速器如同单一的CVT变速器地工作，它的总变速比根据图3被双重地利用。在图3中，横坐标表示无级变速器的变速比i_var及纵坐标表示整个功率分支变速器的变速比i_ges。从最大可能的变速比(起动变速比；图3中的右上方)开始，总变速比沿无级变速器的增加变速比的低速分支(Low-Ast)线性地下降，直到到达转换点U为止，在该转换点上变速比i_var具有一个小的预定值。在转换点U上控制离合器K1及K2被换接，以使得从现在起行星架42以根据同输入轴6无相对转动连接的第一齿轮32、中间齿轮40与第二齿轮38之间的变速比关系给定的变速比相应于驱动轴6转动及行星齿轮传动装置14起作用。变速比被这样地选择，即在转换点U上功率分支的变速器的总变速比i_ges与控制离合器K1及K2的转换状态无关。如果现在无级变速器12的变速范围重新被经过，则变速比i_ges沿图3中所示的高速分支(High-Ast)(高速区域)变化。R-Ast给出用于倒车行驶区域的变速比关系。可以理解，视该功率分支的变速器的结构而定，也可使用其它的曲线变化。

图4表示功率分支的变速器的另一例子，其中视控制离合器K1及K2的操作位置而定可得到根据图5的变速比。这种变速器被称为“齿轮传动空挡”(“geared Neutra1”)变速器，因为当变速比i_var＝无级变速器的G的情况下，理论上当该变速器处于低速分支(Low-Ast)状态时可得到正的或负的无穷的变速比。

图6及7表示功率分支的变速器的另一例子，其中当控制离合器K1及K1’闭合及控制离合器K2及K2’打开的情况下，无级变速器从根据图6的下锥盘对向上锥盘对传递转矩，而当控制离合器K1及K1打开及控制离合器K2及K2’闭合的情况下，无级变速器从上锥盘对向下锥盘对传递转矩。因此在转换点上转矩传递的方向反向。由此得到根据图7所示的变速比状况。

图8表示具有一个无级变速器12及两个行星齿轮传动装置14及14’的另一功率分支的自动变速器的原理结构。

根据图8的变速器的总变速比i_ges与无级变速器12的变速比i_var的关系被表示在图9中。

在CVT变速器中确定变速比的常用方法在于采用转速调节器，它调节一个给定发动机转速，其方式是变速器的变速比这样地改变，以致该给定发动机转速被调节出。该给定发动机转速将根据加速踏板的操作通过特性曲线的求值来确定。由于CVT变速器的特性，在任何情况下需要一个调节回路，它或作为变速比调节器或作为转速调节器。

在功率分支变速器上由图3，5，7，9的变速比图得到以下的在转换点U上的范围选择的策略，即实行预给定的转换变速比。在此，在一个变速比范围中进行调节直至所述转换变速比为止，然后转换，及接着在新的变速比范围中继续调节变速比。在此，无级变速器的调节改变其方向，由此与控制离合器K1及K2的转换相关地(它们也可通过制动器实现)也必需进行无级变速器的操作。

由作用在相同的动力传动系统上的多个单一操作装置(离合器和/或制动器，变速器调节器)的组合将产生诸多问题。第一个操作装置的作用将通过动力传动系统影响另一操作装置的必要性或其功效。对于当前具有一个无级变速器的功率分支自动变速器需要指出的问题是：在转换时出现的动力传动系统的振动，或无级变速器中摩擦副或缠绕接触装置过分的磨损。

发明内容

本发明的任务在于：提出一种用于调节具有一个无级变速器及至少一个齿轮变速器的功率分支自动变速器的方法，它可实现舒适的及不磨损无级变速器中摩擦副的转换。本发明的任务还在于，提出一种用于实施根据本发明的方法的功率分支自动变速器。

根据本发明，提出一种用于调节功率分支的自动变速器的变速比的方法，该变速器包括一个可由发动机驱动的驱动轴，一个具有可连续变化的变速比的无级变速器，一个齿轮变速器，一个输出轴及至少两个控制离合器，借助这些离合器可使所述无级变速器与所述齿轮变速器彼此这样地连接，以使得在通过功率分支变速器的整个变速比范围时，在一个第一变速比范围内，在一个方向上通过该无级变速器的调节范围；及在一个第二变速比范围内，在相反方向上通过该无级变速器的调节范围，在该方法中，用于调节所述无级变速器变速比的变速器调节器的至少一个调节参数当在所述变速比范围之间转换时改变其符号，其中，所述变速器调节器的相应于一个给定转速与一个实际转速之间的偏差的输入信号根据di_ges/di_var的所述瞬时值来改变。

有利的是，所述变速器调节器的输出信号当在所述变速比范围之间转换时改变其符号。

有利的是，所述变速器调节器的输出信号根据di_ges/di_var的瞬时值改变，其中i_ges为功率分支变速器的变速比及i_var为所述无级变速器的变速比。

有利的是，所述变速器调节器是一个PID调节器，及该调节器的P分量与所述di_ges/di_var的瞬时值相乘。

根据本发明，还提出一种用于调节功率分支的自动变速器的变速比的方法，该变速器包括一个可由发动机驱动的驱动轴，一个具有可连续变化的变速比的无级变速器，一个齿轮变速器，一个输出轴及至少两个控制离合器，借助这些离合器可使所述无级变速器与所述齿轮变速器彼此这样地连接，以使得在通过功率分支变速器的整个变速比范围时，在一个第一变速比范围内，在一个方向上通过该无级变速器的调节范围；及在一个第二变速比范围内，在相反方向上通过该无级变速器的调节范围，在该方法中，用于调节所述无级变速器变速比的变速器调节器的输入信号当在所述变速比范围之间转换时被减小。

有利的是，无级变速器的锥盘对的压紧压力差的与由无级变速器传递的转矩相关的预控制当在所述变速比范围之间转换时仅根据被改变的转矩改变。

根据本发明，还提出一种用于调节功率分支的自动变速器的变速比的方法，该变速器包括一个可由发动机驱动的驱动轴，一个具有可连续变化的变速比的无级变速器，一个齿轮变速器，一个输出轴及至少两个控制离合器，借助这些离合器可使所述无级变速器与所述齿轮变速器彼此这样地连接，以使得在通过功率分支变速器的整个变速比范围时，在一个第一变速比范围内，在一个方向上通过该无级变速器的调节范围；及在一个第二变速比范围内，在相反方向上通过该无级变速器的调节范围，在该方法中，用于调节所述无级变速器变速比的变速器调节器的积分分量当在所述变速比范围之间转换时被改变。

作为用于实施根据本发明的方法的功率分支自动变速器的基本结构，根据本发明，提出一种用于机动车的功率分支的自动变速器，该变速器包括一个可由发动机驱动的驱动轴，一个具有可连续变化的变速比的无级变速器，一个齿轮变速器，一个输出轴及至少两个控制离合器，借助这些离合器可使所述无级变速器与所述齿轮变速器彼此这样地连接，以使得在通过功率分支变速器的整个变速比范围时，在一个第一变速比范围内，在一个方向上通过该无级变速器的调节范围；及在一个第二变速比范围内，在相反方向上通过该无级变速器的调节范围，及还包括：用于检测机动车动力传动系统的工作参数的传感器及用于控制及调节变速器致动器工作的装置，该装置至少与加速踏板的操作及机动车速度相关地调节变速器的变速比，其中，所述调节根据前述方法来进行。

有利的是，设有用于检测无级变速器的输入轴及输出轴的转速的转速传感器。

有利的是，所述无级变速器的输入轴可通过一个第一控制离合器与一个第一齿轮耦合，该第一齿轮通过一个中间齿轮与一个第二齿轮形成转动啮合，及所述无级变速器的一个输出轴与一个行星齿轮传动装置的太阳轮无相对转动地连接及可通过一个第二控制离合器与第二齿轮耦合，该第二齿轮与行星齿轮传动装置的行星架无相对转动地连接。

有利的是，所述无级变速器及其控制单元被这样地设计，以致在两个锥盘对上可产生相等的最大压紧力。

此外还可涉及级联阀(Kaskadenventi1)，该阀被有利地使用在控制线路中。

本发明适用于具有一个无级变速器、尤其一个锥盘-缠绕接触装置变速器的所有类型的功率分支变速器上。本发明特别适于使用在机动车中的功率分支的变速器中。

附图说明

以下将借助概要的附图以例子方式更详细地描述本发明。

附图为：

图1：一个具有功率分支的CVT变速器的机动车动力传动系统的结构框图，

图2：一个功率分支的CVT变速器的实施形式的截面图，

图3：根据图2的CVT变速器的变速比图，

图4至图9：其它功率分支的CVT变速器的例子及所属的变速比图，

图10：用于功率分支的CVT变速器的一个控制或调节装置的功能框图，

图11：用于说明一个转换策略的变速比图，

图12：用于说明无级变速器调节的框图，

图13：用于说明范围转换的流程图，

图14：功率分支的CVT变速器的另一实施形式的原理图，

图15：根据图12的变速器的变速比图，

图16：对呈状态自动装置形式的转换策略的描述，

图17：具有不同转换策略的变速比图，

图18及图19：用于说明一个转换策略的功效的图，

图20：用于说明避免链带较大损坏的变速比图，

图21：用于避免摆动转换的变速比图，

图22及23：用于说明控制离合器的有利操作的图，

图24及25：用于说明通过影响给定转速的有利驾驶策略的图，

图26及27：用于说明通过发动机干预的有利转换策略的图，及

图28：用于说明通过变速器调节器的支持的有利转换策略的变速比图，

图29：另一功率分支变速器的原理图，

图30：根据图29的变速器的变型，

图31：耦合的行星齿轮传动装置的四种不同构型，

图32：用于说明一个无级变速器控制的框图，

图33及34：在两个不同位置中的级联阀，及

图35：具有级联阀的液压线路。

具体实施方式

图10表示控制及调节组件的基本结构，如在根据图1的电子控制或调节装置16中它可用软件和/或硬件来实现的。各个椭圆框表示功能单元或组件。

一个n_Soll策略组件50根据加速踏板18的位置及机动车速度来确定发动机或驱动轴6的给定转速n_Soll。该给定转速n_Soll将输入到变速器调节器52，范围策略组件54及一个起动策略组件56。对范围策略组件54，变速器调节器52，起动策略组件56及一个压紧力调节器58还输入发动机或驱动轴6的实际转速。在此，所有连接不是强制性的，例如在起动策略组件中实际转速的考虑。但也可以设置附加的连接。被附加地输入由发动机2给出的转矩的压紧力调节器58将调节CVT变速器或无级变速器的与转矩及也与驱动轴6的转速相关的锥盘压紧力，以使得在锥盘及缠绕接触装置之间不出现不希望有的滑动。

范围策略组件54根据所需的给定转速及实际转速来确定功率分支变速器的变速比范围(低速分支或高速分支)及将一个相应的信号输入到一个转换组件60，后者对控制离合器相应地控制。变速器调节器52的输入端被输入压紧力调节器58及转换组件60的参数，由此变速器调节器52根据其输入信号这样地调节作用在锥盘对的调节缸上的力，以使得实际转速接近于给定转速。起动策略组件56在起动时根据一个或多个给定转速控制或调节起动离合器4(图2)的操作。

n_Soll策略组件50以其本身公知的方式由例如加速踏板18的操作及当前机动车速度来确定当前的功率需要量。通过踏板输入的驾驶员的加速度要求将这样地转换成给定转速，即由该给定转速及发动机转矩计算的功率相应于该功率需要量。同时发动机以其本身公知的方式在尽可能合适的燃料损耗的情况下工作。这种策略及其优点已由传统的CVT变速器公知。一个等效的策略在于，由给定转速直接导出给定变速比。

变速器调节器52负责使-同时构成变速器输入轴的-驱动轴6的转速平衡在给定转速上，其方式是改变锥盘对上的力及由此改变无级变速器的变速比并根据有效的变速比范围改变整个变速器的变速比。该平衡可借助一个下级梯度调节器来实现，它调节转速的变化率。在此情况下变速器调节器52也包括相应的微分单元。对变速器调节器52可有利地增加预控制，该预控制支持地直接渗透到调节器输出端。这些预控制例如用于：强制地由支撑曲线直接产生所需的力。为了考虑一个实际的无级变速器对力变化的非恒定响应，可以使用其它的“去耦合系数”。由此可考虑到事实情况，即无级变速器或多或少灵敏地根据变速比进行响应。

在功率分支变速器中使用传统的无级变速器时主要具有以下问题：

问题1：

当从高的起动变速比开始功率分支变速器的总变速比i_ges应减小时，根据图11(相应于图3)在第一区域中无级变速器的变速比i_var必需减小及然后在第二区域中必需增大。因此一个传统的变速器调节器52不能覆盖两个区域；它需要在一个区域中精确地作出所要求的相反部分。

根据本发明，该问题的第一解决方案在于，变速器调节器52的至少一个调节参数在两个变速比区域之间转换时改变其符号。当时的有效符号将由转换组件60传送到变速器调节器52。

改变符号的调节参数视调节器的复杂性而定可以是在调节器内部处理的、起决定性作用的参数，它将改变调节器的输出信号。在一个简单的实施形式中在转换时这样改变一个调节参数-也可能是输出信号本身，即在转换时使输出信号的符号改变。

上述方案的进一步扩展在于：不仅变速器调节器52的输出信号的符号根据变速比范围改变，而且附加地，输出信号根据di_ges/di_var的瞬时值改变，例如与该梯度相乘。变速比曲线分支的梯度或斜率说明无级变速器对整个变速器的作用多强及作用在何方向上。当需要整个变速比的预定的变化时，要求无级变速器仅很小地(B)或很强地(C)调节。通过这些梯度(或其倒数值)得到一个系数的量度，变速器调节器52的输出可合乎目的地与该系数相乘。

当变速器调节器52为一个PID调节器时，该问题的另一解决方案被有利地这样来实现，即调节器的P分量与di_ges/di_var的瞬时值相乘。

替换地，该问题，即用一个变速器调节器操作两个不同的调节方向，可这样来解决：变速器调节器的一个同给定转速与实际转速之间的偏差相应的输入信号可根据di_ges/di_var的瞬时值改变，例如与该值相乘。

可以理解，在复杂的调节结构中可选择地确定：哪个调节器组件在变速比范围转换时被转换。

图12表示一个变速器调节器52(图10)的结构，它可用于上述问题的解决。

由n_Soll策略组件50将一个给定转速变化率dn/dt_Soll输送给一个调节单元62，该调节单元的另一输入端输入一个由微分单元64产生的实际转速变化率dn/dt_ist，它由一个从转速传感器24(图2)导入的信号产生。与调节单元62的输入信号之间的差值相应的输出信号输入到一个转换(影响)单元(Schaltglied)66，该单元由转换组件60输入一个信号，该信号视有效范围而定对调节单元62的输出信号产生影响，例如转换极性。转换影响单元66的输出信号被输入到一个比例单元68及一个积分单元70，它们的输出信号在与预控制信号一起再调节单元72被作加法处理，预控制信号例如涉及转矩、转速、无级变速器的变速比、给定转速随时间的变化等。调节单元72的输出信号确定输入到无级变速器的调节力。

影响单元66也可有利地用来在一个变速比分支内(见图3中高速分支或例如图5中低速分支)使其适配于总变速比与无级变速器变速比之间的特定比例。例如高速分支可被这样地适配，即由它产生一个线性的特性曲线。

在进行范围转换时在积分单元70上可通过一个调节脉冲(未示出)施加影响。在此，使积分单元70的输出信号一次地受到影响，它在作用于无级变速器的调节力中引起一个预定高度的阶跃。该调节脉冲始终这样地定向，以使得无级变速器被调节离开无级变速器转换变速比，即如同一个“转换时位移锥盘位移量的反射”的作用。调节脉冲的高度取决于：对于转换变速比其调节有多快，即dn/dt_Soll有多大。

在图13中左部分表示一个转换的流程图，如在转换组件60(图10)中所执行的流程图。图13的右部分表示涉及与变速器调节器52相关的部分的转换。

在步骤S1中，范围策略组件54(图10)检验是否有必要及可能进行范围转换。如果情况是这样，则在步骤S2中产生一个打开第一控制离合器的控制信号。如下面将说明的，在牵引降挡或推进升挡的情况下合乎要求的是：当功率要求判据不能被满足时第二控制离合器的闭合延迟一些。在步骤S3中检验：功率要求判据是否被满足。如果情况为否，则第一离合器保持打开。如果情况为是，则在步骤S4中闭合另一离合器。在步骤S5上第一离合器的打开及第二离合器的闭合完全被执行及转换结束。

在积分单元70(图12)上接入脉冲被表示在图13的右部分中。变速器调节器52(图13)可被使用在两个变速比范围(分支及非分支的工作)中，这时它的输入端连续地识别当前的范围，例如借助信号di_ges/di_var。在步骤S6中进行通常的借助图12所示的变速器调节或无级变速器调节。如果在步骤S7中确定出发生了范围转换，则在步骤S8中对积分单元70接入一个脉冲，它将导致所述的、变速器上调节力的阶跃改变。

问题2：

在通过整个变速器的变速比i_ges时，无级变速器的变速比i_var必需向着转换点U接近地控制及接着离开转换点U地控制。当该换向不精确地进行时，机动车将产生不舒适的冲击。该冲击也意味着无级变速器的缠绕接触装置或其中包含的摩擦副的磨损增加。

所述问题的第一解决方案在于，当控制离合器K1及K2转换期间减小调节器输入信号，其方式是例如它与一个系数相乘，该系数在转换期间<1或甚至置成为数字零。以此方式，在转换期间减小传送给变速器调节器52的有效给定-实际值偏差。因此达到，在控制离合器K1及K2转换期间影响变速器调节器52的、可能受干扰的信号是没有危害的。

根据上述问题的另一解决方案，与当时传递的转矩相关的无级变速器锥盘对的不同压紧压力的预控制在各变速比范围之间过渡时不被转换。与无级变速器上的当前转矩相关的所述预控制总是被适配于新的范围。

可对上述措施替换地或附加地采用的、上述问题的另一解决方案在于，当在变速比范围之间转换时在变速器调节器52中存在的I分量被改变、尤其被减小或特别有利地被跃变地置为零。用于解决上述问题2的方法的另一方案是，继续保留I分量中的一个部分，该部分引起以速度di_var/dt驶向转换点U。在完善的预控制的理想情况下这是整个I分量，它在根据问题1的解决方案的相乘后作为I分量继续存在及对于无级变速器的反向调节可作出贡献。

问题3：

以下将指出各范围之间转换的一般问题的有利解决方案：

图14示出了功率分支变速器的另一例子，该功率分支变速器具有：一个无级变速器12，一个第一行星齿轮传动装置14₁，一个第二行星齿轮传动装置14₂及一个后置变速级FD，后者与机动车的其它部件的扭转软性连接用62象征性地表示。

有利地，在发动机2与变速器之间设有一个起动离合器(未示出)。一个用于倒车行驶的离合器也未被示出。

行星齿轮传动装置14₁及14₂的连接将如下地进行：

行星齿轮传动装置14₁的太阳轮与无级变速器12的输出轴刚性地相连接；14₁的行星架与14₂的内齿圈刚性地连接，该内齿圈与控制离合器K2的输出部分刚性地连接；行星齿轮传动装置14₁的内齿圈与14₂的行星架刚性地连接，后者与变速级FD的输入端刚性地相连接；14₂的太阳轮与控制离合器K1刚性地连接。

当K1闭合及K2打开时，功率的传递仅通过无级变速器进行。当14₁，14₂及变速级FD的变速比为i_p1，i_p2及i_FD时，对于总变速比(不考虑可能存在的前置(Vorgelegen)或后置级(Nachgelegen)的变速比)将得到：

i_ges＝i_FD·i_var·(i_p1+i_p2-1)/i_p2。

当K1打开及K2闭合时，通过K2及无级变速器发生分支功率流。总变速比如下地计算：

i_ges＝i_FD·i_p1/(1/i_var+i_p1-1)。

当i_p1＝-2.5及i_p2＝-2时，得到根据图15的变速比图，其中i_ges不包括变速级14₃的变速比i_FD。

以下将描述用于范围转换的一个有利的策略，范围策略组件54将根据该策略工作：

范围策略包括下列步骤

1.由测量转速及当前有效工作范围来计算无级变速器的实际变速比i_var及变速器的总变速比i_ges。

2.由总变速比i_ges及一个相应于机动车速度的量、如测量的一个车轮的转速来计算变速器输入端上的去振动耦合的实际转速n_ist。

3.计算实际转速的变化率dn_ist/dt，它由现有变速器输入转速及自上次求值以来的时间变化值例如通过借助对时间求导的外插法来求得。此外将求得给定转速的变化dn_Soll，其方式为：

求得机动车速度V_ist及变速器输入端转速n_ist，

由V_ist及一个与加速踏板相关的给定变速比计算给定转速n_Soll，及求得dn/dt_Soll＝f(n_Soll-n_ist)，由此小偏差n_Soll-n_ist用慢的dn/dt_Soll来调节出及大偏差用大的dn/dt_Soll来调节出。

4.计算转换转速n_Um，在该转换转速上在机动车的该当前速度上一定正好发生该范围转换U，及

5.借助上述的计算量作出可能有待进行的范围转换的决定。对于各个步骤的细节：

对于步骤1

在功率分支变速器中，总变速比与无级变速器变速比将视变速比范围而定具有不同的关系。一个可想而知的总变速比的计算在于，测量变速器输入转速及输出转速及彼此相除。接着由上述变速比公式来计算无级变速器的变速比。

相反的途径也是可能的及有利的，即直接测量无级变速器的输入轴及输出轴上的转速并计算i_var。由此根据上述公式计算i_ges。根据方法的选择来确定在何处设置转速传感器：在上述第一方法中将在变速器输入端及变速器输出端上；在上述第二方法中将在变速器输入端及无级变速器输出端上。此外在这两个方法中需求得与车轮速度或机动车速度相应的量。

最先列举的方案具有其缺点，即当离合器或制动器之一滑动时无级变速器的变速比不能被确定。因此没有附加的传感器不能实现专门的调节/控制算法，正如下面将要说明的空挡状态中的调节。

对于步骤2

去振动耦合可类似于传统的CVT变速器地实现。

对于步骤3

重要的是给定转速及实际转速变化的随后考虑。

对于步骤4

转换点上的变速比通过变速器结构固定地预给出。

对于步骤5

范围策略可用状态自动装置的形式表示，如以下将借助图16所说明的。

在左边圆圈中所示的低状态(Low-Zustand)起到打开与无级变速器12并联的功率路径(在图12的例中打开K2)及闭合另一功率路径(离合器K1闭合)的作用。在右边的圆圈中所示的高状态(High-Zustand)使与无级变速器并联的功率路径闭合及另一功率路径打开。

在中间圆圈中所示的空挡状态不仅打开与无级变速器并联的功率路径而且也打开另一功率路径，以使得变速器不具有动力啮合。

从低速范围1向高速范围2的转换将有利地在存在下列条件下进行：

阻塞时间(自一个在先的范围转换起的持续时间)期满“与”(UND)

n_Soll+a·dn_Soll<n_Um(转换转速)“与”

n_ist+b·dn_ist-c<n_Um(a，b及c为常数)

一个转换不是正好在转换点U上，而是在其紧前面就已进行，将起到提高舒适性的作用。由此，转换以小的变速比跃变及转速的跃变来实现，该跃变可通过离合器的适当操作舒适地形成。在实际的转换点以前的转换可这样来达到，即在上述条件项中存在项c。对于附带考虑致动器的延迟时间，通过项b·dn_ist进行的转换早些。

要求在实际转换变速比以前进行转换的策略导致两个变速比范围之间的“负”滞后。这意味着，在从1向2转换的紧后面也可满足从2向1反向转换的条件。为了避免由此产生的、可能的摆动转换(Pendelschaltungen)，将以状态自动装置中的阻塞时间执行一个时间滞后。

从高速范围2向低速范围1的转换在存在下列条件下进行：

阻塞时间期满“与”

n_soll+a·dn_Soll>n_Um“与”

n_ist+b·dn_ist+c>n_Um。

状态“零”用于：在静止状态或在带有ABS干预的制动状态或普遍地在有抱死轮的情况下使得无级变速器向着起动变速比的调节容易。锥盘的转动愈慢，CVT变速器或无级变速器的调节愈难。因此在抱死式的制动中或其后该调节变得困难。由此在制动期间变速器的打开不仅具有易于ABS调节的优点，而且也有利于向着起动变速比UD的调节。该优点甚至又可起到以下的影响：无级变速器的结构用更小的压紧缸就可维持，这将导致成本及重量的节省。

从高速范围2向空挡范围0将有利地在存在下列条件下进行转换：

ABS制动“与”n_Soll>>n_Um>>n_ist。

在UD后起动空挡快速调节的条件意味着：出现抱死的制动，它需要超过范围转换的变速比调节，而它不能足够快地转换。

从空挡范围0向低速范围1将有利地在存在下列条件下进行转换：

i_var接近0“与”n_ist≈0。

问题4：

以下将说明用于解决在范围转换时缺少舒适性的问题的有利可能性：

应当指出，舒适的范围转换将有利地根据转换类型(牵引/推进/升挡/降挡)必需在转换点前或后进行。对此的原因在于，在转换时视滑动的符号而定将释放加速功率或减速功率。有利的是一种转换策略，其中在牵引转换时持续地释放加速功率及在推进转换时持续释放减速功率。

在图17中表示出各状况：

图17a表示功率分支变速器的总变速比i_ges与无级变速器的变速比i_var的关系。低速曲线相应于高变速比。高速范围相应于低变速比。在转换点U上总变速比与低速范围或高速范围是否有效无关。

图部分b，c，d及e表示各个不同的转换策略：

在牵引升挡(b)时将在转换点前面从低速范围向高速范围转换。在推进降挡(c)时将在转换点前面从高速范围向低速范围转换。在牵引降挡(d)时在低速范围中超越过转换点，接着转换到高速范围上，其方式是然后再超越过转换点。在推进升挡(e)时在高速范围中越过转换点，接着转换到低速范围上。在d)及e)中的阴影线区域各表示必需被满足的功率判据，借助它进行转换或首先打开的离合器被闭合。该判据意味着：在牵引转换时释放加速功率及在推进转换时释放减速功率。在d)及e)中各表示两个可能舒适转换的轨迹。

图18表示一个不利的转换的例子。图中表示无级变速器的变速比i_var，由离合器K1传递的转矩M_K1，由离合器K2传递的转矩M_K2，发动机转速n_M及机动车加速度b_F随着时间的变化曲线。

在时刻x上，在i_var为0.505时、即转换变速比0.5的紧前面进行牵引升挡。离合器转矩M_K1下降到零。离合器转矩M_K2上升到一个高值(该离合器闭合)。发动机转速n_M及机动车加速度b_F仅具有很小振动或冲击。在时刻y上进行牵引/降挡，它同样在转换变速比的前面进行。发动机转速及机动车加速度表现出明显的振动或明显的冲击。

图19表示如图18中的牵引加速转换。但在到时刻y上牵引降挡时由于使用了图17中所示的策略，i_var小于图18中时刻y上的情况。机动车加速度及发动机转速表现出明显小的振动，这表明改善了舒适性。

问题5：

在具有根据图14结构的变速器中-例如行星齿轮传动装置14₁的变速比i₁为-2.5及行星齿轮传动装置14₂的变速比i₂为-1.5，如可用于高转矩的小汽车发动机的变速器那样-表明了：在其加速或减速时在变速器内部转动质量调节的情况下，可消耗或提供特别大且变化的功率。通过该功率的变化可形成作为不舒适感觉的牵引力变化，它可导致牵引力的中断。然后变速器的变速比变化尤其在功率分支工作中进行得很缓慢。此外在有转速梯度、例如下跳(KICK DOWN)降挡期间的转换明显比在无转速梯度时的类似换挡不舒适。

上述问题的原因是变速器内部的转动质量，尤其是无级变速器输出侧锥盘对的转动质量，它在变速比调节时需要大的加速功率。该功率将使牵引力丢失，及-例如在转换点U上的-功率改变将引起冲击。

结构上的辅助措施在于：在相同的其它变速器特性的情况下合适地选择行星齿轮传动装置的变速比。有利的是i₁小及i₂大的情况。另外有利的是，用前置级(Vorgelegestufen)取代后置级(Nachgelegestufen)来工作，即使用在输入侧锥盘对前面的前置传动装置(Vorgelegegetrieben)。输出侧锥盘对应该与行星齿轮传动装置14₁的太阳轮同心地设置。有利的是，在与无级变速器并列的功率分支中转动质量亦小。

在变速器控制部分(软件范围)方面存在下列改善的可能性：

·转换离合器的转矩跟踪必需考虑有效的惯性；

·对发动机干预必须考虑转换点U上有效惯性的跳变；

·驾驶策略必须牵引力定向地动态减小转速梯度。

当行星齿轮变速比的选择不合适时，例如i₁＝-2.5及i₂＝-1.5的情况下，控制部分软件方面的措施将不足以达到可接收的舒适性。

良好的结果可借助前面所说明的控制策略来实现，即：

-根据一个总的调节器构思，其中发动机给定转速起到决定性作用及后置的组件调节给定转速。变速器调节器52及转换组件60(图10)交替作用，由此在正确的时刻进行转换及在转换时变速器调节器相应地改变极性。

两个变速比范围作为一个自动装置的两个状态(图16)来实施。转换过程是相应的范围状态的一部分及通过一个变量u的上升或下降计数来实现。

进行转换的决定将借助一个转速判据来产生。在此，计算转换转速。当实际转速(包括D分量)及给定转速(包括D分量)处于该转换转速的另一侧时，转换所述状态及由此引起转换。

通过D分量及附加加数使牵引升挡总是在转换点以前及牵引降挡总是在转换点以后进行(参见图17)。转换变量(例如可假定为0(非分支工作)与1000(分支工作)之间的值)说明：应行驶在哪个范围中并且是用于其它组件的一个接口变量。转换将通过状态自动装置中的变量u的上升及下降计数来进行。变量u在多处被考虑为无级的：

在计算离合器转矩时，

在计算无级变速器去耦合(通过调节偏差值的反向“改变极性”)时，

在变速器调节器操作时(例如I分量的消除)，

在计算无级变速器转矩时，及

在计算转速时。

正如公知的，由发动机转矩并借助与变速比相关的kme系数来计算相应的离合器转矩。因此例如作为制动器工作的第一控制离合器K1(图14)在UD(起动变速比)上必须以发动机转矩的多倍闭合，但在转换点U上仅以发动机转矩本身闭合。在此情况下，发动机转矩是一个考虑转速变化的动态发动机转矩。转换的动态性能通过变量u的值的相关性来实现，即转换的协调分别借助每个离合器的一个与u相关的特性曲线及借助u的上升/下降计数逻辑来实现。离合器的打开比关闭更快速地进行。

在状态自动装置中将考虑发动机干预。惯性跳变的补偿与转速梯度成正比地进行。在分支范围中将附加一个与变速比相关的函数及在非分支范围中在转换后可有利地使用一个在有限时间上有效的冲击缓冲器。

用于解决-例如根据图14结构的-功率分支变速器的调节惯性问题的另一可能性在于，在分支工作中这样有意识地改变转速梯度，以使得用于变速器内部转动质量的加速功率较小地改变，或在分支工作中这样地改变转速梯度，以使得变速器输出部分的加速功率单调地或持续地改变(在牵引降挡时线性增加)。在牵引降挡时这将例如导致一个非线性的、但由此减小冲击的发动机转速的上升；在转换前慢些，接着快些。

问题6：

在转换范围上或在其附近，对于缠绕接触装置的损坏、例如一个金属链的损伤可以是非常严重的，不管是行驶在低速变速比范围还是在高速变速比范围中(未分支或分支工作)。在具有根据图20的变速比特性的功率分支变速器中，通常分支工作具有比非分支工作强的链损伤。

上述问题将如下地解决：

当行驶在范围转换点U附近的工作点上时，可合乎目的地转换到具有低的链负荷的区域中。在其中慢速行驶时进行非分支工作及接着进行分支工作的变速器中，可通过上级行驶策略-例如在组件60(图10)中执行的-被迫转换到链损伤小的非分支范围中。由此可能以轻微的发动机转速升高为代价，但它不会使用户产生受干扰的感觉。

应当理解，在磨损适当的范围中运行到的工作点必需提供与具有强的链损伤的原始选择范围相同的牵引力或车轮功率。在具有E-Gas(电子节气阀)的发动机控制系统中新的工作点可受发动机管理部分的支持被运行到。

在具有变速级人控开关(Tiptronikschaltung)的变速器中可同样地考虑链的损伤，由此可避免在范围转换点附近具有功率分支的范围。

该策略在具有摩擦副的所有无级变速器结构类型上是有利的。

问题7：

如果给定变速比或给定转速在范围转换点U的范围中，则可在给定转速或给定变速比的小变化时引起摆动转换，从链损伤的观点看这也应被避免。

上述问题的第一解决方案在于，仅当所需的给定变速比明显地远离转换点U时，即离开一个确定的滞后范围时，在先前的工作范围中才进行降挡。这被表示在图21中。该滞后范围可作为变速比差值或转速差值给出。给定变速比可被限制在与该滞后范围接触的无级变速器变速比上。视工作点而定可调整到较高的转速；但可避免范围交替。例子：

当给定总变速比i_ges Soll比在转速相等时发生范围转换U的变速比大至少一个Δ值时，才允许转换到未分支范围(Low-Ast)中。

当发生范围交替时，因为给定变速比大于滞后范围，将以适当方式起动目标变速比，例如通过使变速比差值Δi_ges线性地减小。

一个替换的或附加的问题解决方案在于，仅在从最后的范围交替开始经过一个预定的持续时间后才进行范围转换。

另一个或附加的解决方案在于，仅当驾驶员通过相应的信号表达了愿望，例如从最后的范围交替起操作了加速踏板、从最后的范围交替起操作了工作制动器、操作了变速器选择杆等，才进行向老的工作范围中的降挡。

问题8：

在锥盘-缠绕接触装置变速器(例如锥盘-缠绕链带变速器)上在稳态中在两个锥盘对上的压紧力之间出现力的平衡。这就是说，为了在一定的输入转速及一定的输入转矩时保持变速比恒定，在压紧力之间需要一定的力比例关系。该力比例关系主要与转速及有效转矩相关。如果该力比例关系偏离了稳态的值，则导致变速比的调节。

在具有范围转换的功率分支变速器中，在范围转换时作为功率分支的后果出现了转矩跳变。在该转矩跳变期间可能导致转矩的过零。在转矩跳变阶段中一方面会导致短时欠压紧力及另一方面会导致舒适性受损失。由于欠压紧力，将不能排除引起损伤的滑动事件。通过作用在锥盘对上转矩的变化还可导致不希望的或不可控制的变速比调节，这对舒适性带来不利的影响。

上述问题的解决方案在于，在变速比范围转换期间使锥盘对过压紧。通过这种过压紧可避免滑动的危险。因为过压紧仅在短时间上发生，预期既不会对损耗也不会对工作寿命产生不利影响。如前面所述地，可预先求得范围的转换。因此得到及时增高压紧力的可能性。

尤其有利的是，当符号变更时转矩的值短时下降时不减小压紧力。

在锥盘-缠绕接触装置变速器上通常适于与转速及转矩无关地通过过压紧力使力比例关系向着1∶1的方向转移。因此在强的过压紧的情况下一个转矩的改变仅起到引起稳态力比例关系中相对小的改变，即通过过压紧，锥盘对上的力比例关系的变化明显地小于没有过压紧的情况。因此在范围转换期间转矩跳变对无级变速器的变速比的影响减小及可避免变速比不受控制地调节。

过压紧力的建立及去除可通过不同的函数来实现，如通过阶跃、斜坡、PT1函数等来实现。

问题9：

在功率分支变速器上，尤其是其中无级变速器的转矩传递方向在功率分支变速器的两个变速比范围中不同的这种功率分支变速器上，在转换时存在着缠绕接触链带损伤大的危险，因为牵引力过冲。图22表示该关系。横坐标表示时间，用M_K表示的纵坐标指示控制离合器K1及K2可传递的离合器转矩，用M_var表示的纵坐标则表示可由无级变速器传递的转矩。

在图示的例中假定一个功率分支变速器，其中的范围转换是与转矩传递方向反向相关联的(参见图6)，即使那里不发生变速比或转速跳变。

机动车动力传动系统将以冲击，即以转矩的上冲来响应跃变式的转矩变化。

根据图22，在用“星”标记的位置上变速比范围被转换，其中一个离合器或制动器K1打开及一个离合器或制动器K2闭合。转矩标尺M_K以相对值表示，即100％表示在稳态条件下为使控制离合器K1或K2不开始滑动所需要的相应转矩。用M_var表示的无级变速器上的转矩在转换时改变其符号并可明显地看出过冲。负的峰值约为转换前设置的转矩的200％。这样高的转矩可能导致负载重的部件，如轴、齿部分、缠绕接触链带等的过早失效。

根据图22，各个控制离合器K1及K2这样强地闭合，以致在动态状况下也可达到抗离合器滑动的足够可靠性。

根据本发明，图23中所示的离合器转换是有利的，其中在转换后的短持续时间上(标有^**)，离合器(在所示例中为K2)仅稍微地超过所需量度地(例如120至130％)闭合。如明显地看到的，负的峰值转矩可由此明显地下降，在所示的例中可减小到在转换前设置的转矩的130％上。负荷的下降带来了舒适性的上升，因为明显地表明冲击被减弱。有利地，当100至300毫秒期间其数值为120至130％。

用于解决当范围转换时链带损伤问题的另一方案如下所述：

当油门踏板完全被操作时即起动了一个高的给定转速n_Soll，在汽油发动机的情况下典型为5.800U/min(转/分)，以便达到最大发动机功率及由此达到最大加速度。这被表示在图24上。两个曲线相对时间表示一个转速曲线及一个速度曲线。在机动车加速期间，实际转速n通过无级变速器的调节来适配给定转速n_Soll。到用U表示的时刻在5800U/min及最大可能的转矩上进行范围转换。

根据本发明，在范围转换前将给定转速限制在一个有利的与速度相关的值上，例如在5000与5400U/min之间。在转换后使该限制值取消，以使得开始限制的转速n_Soll1接近n_Soll的值。因此在所示例中仅在5400U/min的转速上进行转换。发动机功率的损耗在小速度上是可承受的。低的发动机转速不仅关系到链带的磨损小，而且也关系到减小噪音的舒适性的改善(图25)。

问题10：

在功率分支变速器上虽然可在变速比范围转换点U上进行范围转换，该范围转换可作到无变速比跳变及由此无转速跳变。但实际上出现了机动车加速度的变化，因为在转换时变速器内部的转动质量的损耗转矩及加速转矩发生改变。这种出乎预料的加速度变化意味着对舒适性不利及可导致振动，该振动将使无级变速器、尤其是缠绕接触装置(例如缠绕链带)受到强负载。

根据本发明，为了减小或消除上述的冲击最好在转换前或后进行发动机干预。

例如通过液压泵产生无级变速器的压紧力及调节力所需的功率在转换时通常变化。例如在确定的变速器结构情况下在转换时作用在无级变速器上的转矩跳变。随着转矩的跳变引起整个压紧力的跳变及由此泵转矩的跳变。同时可能增大损耗(当转矩提高时)，这附加地消耗发动机功率。

在发动机上用一个被致动器操作的功率调节单元可简单地实现发动机干预，通过该干预可在转换前短时间上缓慢地减小发动机功率，以便在转换时再跳变式地上升到原始的水准。附加地或替换地，在转换时可使发动机功率跳变式地升高，以便在转换后再缓慢地取得原始水准。

发动机功率变化可与当前变速比相耦合。总变速比愈接近转换变速比，发动机干预愈大。发动机干预的最大强度取决于作用在发动机上的功率跳变，它通常可被确定为正比于当前的发动机转矩。比例常数通常可预定地给出及通常为最大到5％。

电子发动机干预的另一原因在于无级变速器动态转矩跳变的组合。通过在转换前及后无级变速器的变速比反向地变化，通过随变速比范围转换而来的无级变速器的输出轴加速度变化使转矩释放，这些转矩使机动车加速度改变。当例如在转换前无级变速器的输出轴被加速，而在转换后它被制动，则释放出的转矩引起机动车加速。在转换时进行的发动机干预考虑到这些动态转矩的跳变，其方式是在所述例中它具有一个值，该值在新的变速比范围中比在老范围小。其分量正比于无级变速器的调节速度值，其中比例常数由无级变速器输出端上的转动质量给出。所述的动态转矩作用在机动车上使其加速，而与在何方向上经过转换点无关。应当理解，也有这样的变速器结构，其中与转换相关联的动态转矩变化在机动车上起制动作用，由此必需提高用于补偿的发动机功率。

图26及27表示这些过程：

在这些图中曲线I表示一个功率分支变速器的无级变速器的变速比的随时间变化的曲线，其中U为转换点。曲线IIa表示转换点前面的机动车加速度，及曲线IIb表示转换点后面的机动车加速度。曲线III表示发动机功率。图示出一个过程，其中通过中等的发动机功率来加速。

如图26中可看到的，在转换时机动车加速度发生明显的跳变。

图27表示具有电子发动机干预的情况，其中如所看到的，在转换点起动时发动机功率缓慢地下降，而转换期间阶跃地升高，及然后又缓慢地下降到老的值上。可明显地看出，机动车加速度的跳变大大地减小，这意味着获得了舒适性。

问题11：

功率分支变速器在转换点范围中的变速比调节的特性在于，变速比首先平滑地调节到无级变速器的一个端部位置上及接着再离开它。为了使驾驶员的感觉尽可能小地进行功率分支与非分支范围之间的转换，变速器调节除高的动态性能外还包括变速比稳定及精确的调节。通常这两个要求是彼此对立的。

该问题的解决将借助图28来说明：

该图表示：总变速比i_ges如何通过无级变速器的变速比i_var从无级变速器的起动变速比到无级变速器的尽可能远的变速比移动而沿低速分支(Low-Ast)、然后在转换后又在移动通过无级变速器的变速比范围的情况下在相反方向上沿高速分支(High-Ast)向快速方向调节。被证明有意义的是，在转换点U的范围中无级变速器的调节由其端部位置出来受到一个调节脉冲的支持，该调节脉冲相应于变速比或转速的所需目标梯度。为了从变速比调节来看使转换受到支持，合乎要求的是，接入一个脉冲，它相应于变速比期望值及例如作为力、压力或电流脉冲来实现。该方法的优点在于，由于该控制方法将不会导致变速器调节器52(图10)的I分量的上升。由此调节被加快及目标值的调节可无过冲地实现。

有利地，该脉冲被施加到变速器调节器的I分量中，其中可由转换组件60(图10)触发该脉冲。

此外有利的是，当需要大的给定梯度时，增高所述脉冲或由此实现的预控制量。在此情况下有利的还在于，施加的脉冲或施加的预控制量大于所需的调节梯度。

有利的还在于，脉冲高度或预控制与转换前的变速器调节器的I分量值相关。另外有利的是，当作用在无级变速器上的输入转矩上升时增高脉冲或预控制量。该脉冲例如可正比于输入转矩。

上述问题的另一解决方案在于，不再预给定总变速比i_ges作为用于变速比调节的给定—预给定值，而是直接地计算无级变速器的变速比及将其作为给定值预输入给变速器调节器。这就是说，无级变速器给定变速比的计算在整个变速器的变速比的低速分支及高速分支中是不同的；但变速器调节器52的工作基本上可被保持。视无级变速器的变速比对总变速比的影响而定，在功率分支范围中例如必需进行适配，如调节参数的校正，这可在转换组件60(图10)的控制下实现。

问题12：

使用在功率分支变速器中的无级变速器的设计原则与单独被使用的CVT变速器中的设计原则的区别在于：在功率分支变速器中的无级变速器无论在牵引还是推进中可用很高的转矩工作。

因此有利地这样来选择面积的设计，即由压紧面积及调节面积组成的每个锥盘对的总面积相等。由于几何结构原因不能作到的地方可有利地通过如液压控制的不对称设计来补偿不对称的面积设计。由此可在两个锥盘对上实现总体大致相等的最大总轴向力。

问题13：

在具有功率分支的CVT变速器上存在着这样的可能性，即除无级行驶工况外实现通过上述人控开关预选择的、类似于挡位的固定变速比。在人控工况中换挡时，由CVT变速器的变速比的连续调节使人工选择的换挡感觉到较不自然或较无“生气”。

为了解决该问题在具有功率分支的变速器上存在着这样的可能性，即通过控制离合器K1及K2的操作支持人工换挡。

如果一个人工预选择的挡位处于功率分支的范围中及下个人工预选择的挡位处于非功率分支的范围中，则可通过这样的操作使这些挡位之间的转换变得富有生气：这些离合器不是在转换点上才操作，而是在转换点的外面通过离合器的操作直接由一个分支跳变到另一分支，由此在变速器中有意地导入一个冲击。可以理解，控制离合器的转换能以不同方式与无级变速器的变速比调节相关联，由此使换挡冲击达到一个可预选的幅度。

在位于同一分支上的挡位上存在着可能性，即通过以下的操作可实现富有生气的换挡：使闭合的那个控制离合器打开，然后使无级变速器的变速比快速地调节到目标变速比上及接着使该控制离合器在目标变速比上快速地闭合。

包括一个无级变速器的功率分支变速器提供了通过确定的控制离合器的打开使无级变速器与输出侧分离的可能性。在此状态中当输出侧停止时可进行静止调节，因为锥盘对继续转动。这例如在根据图2的变速器上当控制离合器K1及K2打开时可作到。

有利的是，对每个锥盘对配置一个转速传感器，以使得在控制离合器K1及K2打开的情况下当快速调节时提供关于无级变速器的输入轴转速及输出轴转速的信息。在快速调节或静止调节时可进行变速比的调节或控制。

由于无级变速器与动力传动系统的其它部分相分离，明显地减小了用于无级变速器调节的有效惯性质量，由此对于调节仅需要小的轴向力。这可作到在其中无级变速器变速比改变对总变速比影响小的范围中(例如图3中高速分支上的情况)改善调节动态性能。

问题14：

具有一个无级变速器的功率分支变速器通常需要大的结构空间。图29表示一个功率分支变速器的有利实施形式。

由一个未示出的内燃发动机驱动的驱动轴80通过起动离合器AK可与一个无级变速器12的输入轴82形成转动耦合。无级变速器12的输出轴84与一个构成累加变速器的行星齿轮传动装置88的输入太阳轮86相啮合。该输入太阳轮86通过第一行星架90的行星齿轮与第一内齿轮92形成转动啮合，该内齿轮92同时构成所属行星齿轮的第二行星架92a。第二行星架92a的行星齿轮一方面与第二太阳轮94啮合及另一方面与第二内齿轮96啮合，后者与第一行星架90无相对转动或刚性地连接。第一内齿轮与一个输出轴98无相对转动地连接，在图示的例中该输出轴98通过一个差速器与一个机动车的后轮对连接及通过另外的轴及差速器与机动车的前轮对连接。可以理解，四轮驱动是最佳的。驱动轴80通过起动离合器AK，无级变速器12及第一太阳轮及与第二控制离合器K2的驱动盘相连接，该第二控制离合器被接收在第一内齿轮92及第二行星架92a中及其输出轴与第一行星架90相连接。第二太阳轮94的转动通过第一控制离合器K1来确定。第一行星架90及与它刚性连接的第二内齿轮96的转动可借助另一离合器KR来确定，该离合器构成用于倒车行驶的离合器。

通过行星齿轮传动装置88内部的第二控制离合器K2的设置可实现紧凑的结构方式。可以理解，能够实现变速器的多种变型。驱动轴80可直接地为无级变速器的输入轴，变速比级也可为其它配置。

图30为根据图29的变速器的一个变型，其中无起动离合器AK及驱动轴80持久地与输入轴82啮合。为了起动，离合器K1及KR被共同使用。以此方式根据图29的起动离合器AK可被节省。

图31表示四种类型的功率分支变速器，每种具有两个耦合的行星齿轮传动装置，它们对于相应转速具有这样的明确解决方案，即图31中未示出的无级变速器的变速比范围与在图29及30的变速器中类似地可被双重地使用，其方式是，通过对图31中未示出的离合器合乎目的地控制可使变速器工作在非分支及功率分支的工况中。An₁表示用于非分支的及功率分支工况的驱动轴；An₂表示用于通过分别由K指示的离合器的闭合实现的功率分支工况的驱动轴。Ab表示输出端。B₁及B₂表示用于倒车或向前行驶的制动器。两个行星齿轮传动装置各用圆圈(沃尔夫(Wolf)符号)及其中符号表示的标准变速比i₁及i₂给出。如所看到的，这四种类型的区别在于：行星齿轮传动装置上驱动轴的耦合，行星齿轮传动装置上输出轴的耦合及制动器的设置，这些均可从图中直接得到。所示耦合的行星齿轮传动装置可与未示出的无级变速器一起连接成功率分支变速器，它们最好根据前述方法来控制或调节。对于所述变速器类型的结构将与它们的控制或调节无关地要求保护。

问题15：

尤其是在包括无级变速器的功率分支变速器上，该无级变速器的调节范围在相反方向上被通过，出现该问题，即在所需的调节力中以尽可能小的泵功率或简单结构的液压系统来实现通常用液压进行的调节。

压紧/调节系统的任务是产生用于无级变速器所需的锥盘对的压紧力，由此使缠绕接触装置不滑动，及如果需要的话，进行变速比调节。该压紧力或压紧力需要量一方面是与被传递的转矩相关的。用于变速比改变的调节力实现了它。

已公知，与转矩相关的压紧力或压力及用于调节所需的调节力由以下产生：

用于压紧装置的控制阀，对于每个锥盘对的调节室它仅包括一个压力室。在此执行一个控制程序，根据该程序控制两个液压的压力调节阀。这种单室系统的缺点是，当变速比改变时大的压力室必需注入大的油流，这意味着大的容积及泵损耗大。

转矩传感器及两室系统：

与转矩相关的压紧力需要量在一个压紧单元中产生，其中两个锥盘对的压紧室彼此液压地连接。液压压力与控制一个相应的阀的转矩传感器相关。调节力在具有相应调节室的调节单元中产生，它的压力加载通过一个或两个可控阀来实现。在该装置中可使用一个小泵。其缺点是，压紧力需要量与变速比的关系仅可用相对大的成本来体现。

使用双室原理的自由压紧：

这里转矩传感器由可控的比例阀来代替。压紧力需要量与转矩及变速比的关系被存储在一个控制装置中。上述的缺点可被避开。但这造成用于可控阀的成本，该可控阀用于压紧。

在使用最后所述方法时，其中比例阀提供与转矩相关的及附加与变速比相关的压紧压力及配置给锥盘对的调节单元被各自的阀控制，所获得的优点是，由此产生了一个自由度，即借助三个阀仅需要控制两个力。

图32表示这样一个系统的原理结构：

图中表示具有一个固定锥盘30a及一个调节锥盘30b的锥盘对30。对调节锥盘加载一个压紧力室100及一个调节室102的压力。

所示出的锥盘对的压紧室100中的压力及未示出的锥盘对的压紧力室100中的压力将借助一个阀104、最好比例阀来控制。在调节室102中的压力借助一个阀106来控制及另一锥盘的对未示出的压紧力室中的压力借助阀108来控制。这些阀将由泵110供给压力。一个控制装置112用来控制这些阀及泵110，该控制装置的输入端与适当的传感器和/或其它的控制装置相连接及它的输出端控制这些阀及需要时控制泵110。所述单元的结构及功能本身是公知的及由此不再说明。可以理解，该控制装置112可与一个总线系统连接。

根据本发明，为了使泵的负载尽可能小或以小压力工作，将采取如下措施：

在第一步骤中以本身公知的方式计算锥盘对的压紧力。这可通过获得存储在一个存储器中的给定力来实现，其中相应的给定力根据传递的转矩、瞬时变速比及所需调节来求得；或以由传感器检测的实际力的形式或通过这两个可能性的组合来实现。

在第二步骤中将求得在相应锥盘对上作用的较大的压紧力。

在第三步骤中这样来确定待用较大的力F加载的锥盘对的在压紧力室及调节室中所需的压力pm及pv，使得近似形成压力相等。在该步骤中例如计算pm＝pv＝F/(Am+Av)，其中Am及Av为需要较大力F的那个锥盘对的压紧力室及调节室的面积。

在第四步骤中计算待以较小力加载的另一锥盘对的压紧压力。在该步骤中例如计算pv＝(F-pm*Am)Av，其中pm是已知的压紧压力及Av与Am现在是需要较小力F的那个锥盘对的压紧力室及调节室的面积。

因此总体地作到了用很小的压力实现所需最大的力，以使得泵110的载荷相应地小及消耗的能量小。

对于在功率分支变速器中使用的无级变速器可得到这样的状况，即无级变速器可用很小的压力工作，因为仅由它传递很小的转矩。但对于在图32中未示出的该变速器的其它部件，需要高的液压压力，例如用于起动离合器或其它转换单元的部件。

有意提高压力的另一应用可这样地受到激发，即例如使喷射给油或油冷却改善。此外有利的是，维持一个微小的最低压力，以避免液压导管或室“空载”，这可改善这些压力室控制的可重复性或维持运动部件的润滑。在变速器冷的情况下甚至希望：通过压力升高短时使效率变差，由此使变速器及也可能使内燃机快速地达到一个适当的工作温度。

在所有这些情况下有必要使用一个逻辑部分，根据该逻辑部分可使液压压力至少附加地覆盖其它部件的压力需要量(最低压力)。

根据本发明这样来转换最低压力逻辑：根据上述第三步骤改变计算的压紧压力，其方式是它被增高(其中同时使维持较大压紧力所需的调节压力相应地降低)，直至压紧压力达到所需的最小压力或在第四步骤中得到的用于其它锥盘对的调节压力达到最小压力。

在上述方法中，当调节压力必需下降到零时可允许过压紧力。

上述方法可仅通过软件来转换，以致它成本特别合算。

对于实施上述方法，一个级联阀可特别好地适用，以下将借助图33及34来描述。

根据图33，一个级联阀具有一个阀元件120，该阀元件在一个仅表示出其内部轮廓的圆柱形的壳体122中工作，该壳体具有一个在124处形成阶台的圆柱形孔126。该圆柱形孔的左侧被封闭，以使得在阀元件120的一个在圆柱形孔126的构造有加大直径的区段中导行的轴段(Bund)128的左侧限定了一个室130，该室用预控制压力加载。在轴段128与另一轴段132之间该阀元件构造有小的直径，由此构成第一环形室134，该环形室在图33的阀元件位置中其左侧具有第一排出口136，它可连接到一个负载。在其根据图33的右端，环形室134具有可连接到一个油泵的第一输入口138。

在轴段132的右侧，阀元件具有一个缩小直径的轴及接着的另一轴段140，由此构成第二环形室142。

在图33中所示的阀元件位置上，第二环形室142与一个也是与液压泵连接的第二输入口144相连接，及这样设置了一个排出口146：它借助一个构成在轴段132右端的控制边棱与第二环形室142隔开。

在轴段140的右侧由壳体导出一个回流部分。在轴段128的区域中也设置了一个回流部分。

根据图33的位置相应于级联阀的压力限制位置，来自液压泵的整个液压介质流将通过第一环形室134输送到排出口136，其中作用在第一环形室134中的压力由于阶台形的圆柱形孔126及因此轴段128及132的不同大小的直径与室130中的预控制压力反向地作用。如果在第一环形室134中的压力过大，则阀元件120向左移动，由此第一环形室134的输入口被轴段132的控制边棱愈来愈多地闭合及第二排出口146愈来愈多地打开。因此，来自泵的体积流量在级联阀中通过限压功能被预加压，用于第一排出口136下游的负载的、由预控制压力确定的压力被调节。

当负载压力及由此第一环形室134中的压力继续升高时，阀元件120愈来愈多地向左移动并取得根据图34的压力减小位置，在该位置上第一环形室134被轴段132的左侧控制边棱与第一输入口隔开及通过轴段124的右侧控制边棱愈来愈多地与回流部分148相连接。右侧的或者说第二环形室142使第二输入口144与第二排出口146相连接。

通过多个级联阀的串联连接可设计出一种液压控制装置，它不需要专门的阀用于预压液压压力。取而代之地，需要最大工作压力的级联阀对此适用。然后，前面的级联阀进入压力减小功能及后面的级联阀以降低的所需压力进入限压功能。

在多个级联阀连接的情况下有意义的是，级联阀以其重要性的顺序串联连接。这意味着，调节最重要的压力的阀被布置在串联部分中的第一位。这种液压连接的一个例子给出在图35中。它表示用于控制一个无级变速器的两个锥盘对的压紧力室160及每个锥盘对的调节室162及164的液压原理图。一个液压泵166产生出一个体积流量，该体积流量在一个体积流量限压阀(Volumenstrombegrenzungsventil)VQP中被限压及接着经过一个预控制压力阀(未示出)并且输入到第一级联阀KV1的输入口。级联阀KV1的第一排出口与压紧力室160相连接。第二排出口连接到第二级联阀KV2的输入口，后者的第一输出口与调节室162相连接及它的第二输出口与第三级联阀KV3的输入口相连接。第三级联阀KV3的第一输出口与调节室164相连接及第二输出口可有利地连接到无级变速器的至少一个工作在通流工况的单元，例如通入用于锥盘冷却的开口和/或对离心式油罩输入液压介质等。级联阀的预控制压力将通过左侧所示的、由一个未示出的控制装置电子地控制的阀来控制，通过它们也可控制用于控制变速器的各个离合器K1，K2，KA及KR的阀，如图35中所示。

在根据图35的液压图上压紧力室160中的压力被视为最重要的，由此该室与级联阀KV1相连接。

所述级联阀的另一优点还在于，在其限压位置从负载流回的液压介质流回到控制部分中，以将该液压介质提供给其它负载。这对控制部分体积流量的均衡起到积极影响及允许使用小的泵。

上述问题的解决方案可单独地及合乎目的彼此组合地使用。所述液压部分及用于控制液压的方法的应用范围不被限制在功率分支的CVT变速器上。

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