带式无级变速器的控制装置和控制方法

专利名称：带式无级变速器的控制装置和控制方法
技术领域：
本发明涉及一种用于控制带式无级变速器以执行带打滑控制的装置和方法，其中围绕带轮缠绕的带以预定打滑率打滑。
背景技术：
已知的带式无级变速器控制器配置成执行带打滑控制，其中通过根据包括在实际副液压中的振荡分量与包括在实际变速比中的振荡分量的乘数控制实际副液压，将实际副液压从正常控制期间的值减小，从而以预定打滑率使围绕带轮缠绕的带打滑。这就不再需要直接地检测带打滑率并由此有利于带打滑控制(参见例如专利文档1)。现有技术文档专利文档专利文档1 :W0 2009/007450A2 (PCT/EP2008/059092)

发明内容
本发明解决的技术问题但是，在这种传统带式无级变速器控制器中，用于设置带打滑控制期间副液压的振荡幅度的方法尚未被提及，因此会产生下述问题。在副液压振荡并且根据包括在实际副液压中的振荡分量和包括在实际变速比中的振荡分量执行带打滑控制的情况下，有必要将副液压的振荡幅度设置为足够大以从实际变速比中抽出振荡分量。另一方面，在通过打滑控制获得节省能量效果诸如燃料效率改善的情况下，副液压的减小裕量变成效果裕量；因此，有必要将振荡幅度设置为一小值，该小值能够将实际副液压减小至极限值(由打滑率确定的，最低压力，最低变速器扭矩容量等)。如果副液压的振荡幅度增加，那么将发生车辆振动并且使车辆的驱动性能下降；因此，有必要设置振荡幅度从而通过带打滑控制不会产生车辆振动。因此，在带打滑控制期间，在以恒定值给副液压赋予振荡幅度的情况下，如果振荡幅度被设置为一大值，那么可通过从实际变速比抽出振荡分量而确保带打滑状态的检测性能；但是，尚未实现能量节省效果的充分改善，并且由带打滑控制产生车辆振动且驱动性能下降。如果振荡幅度设置为一小值，那么将实现能量节省效果的改善并且车辆振动不会产生，但是不可能通过从实际变速比抽出振荡分量来确保带打滑的检测性能。也就是，在能量节省效果的改善、由带打滑控制产生车辆振动与确保带打滑状态的检测性能之间存在折衷关系。鉴于解决上述问题，本发明的目的是提供一种用于带式无级变速器的控制装置和方法，其能够通过与执行带打滑控制情况下的变速比相对应地设置振荡幅度，而一同实现能量节省效果的改善，抑制由带打滑控制造成的车辆振动并且确保带打滑状态的检测性能。解决上述问题的手段
为了实现上述目的，根据本发明的用于带式无级变速器的控制装置包括用于接收来自于驱动源的输入的主带轮，用于向驱动轮提供输出的副带轮，以及围绕所述主带轮和所述副带轮缠绕的带，从而通过控制输入至所述主带轮的主液压和输入至所述副带轮的副液压而控制由所述带所缠绕的带轮的直径的比确定的变速比。所述装置还包括带打滑控制装置，所述带打滑控制装置被构造成使所述副液压振荡并且监视包括于实际副液压中的振荡分量与包括于实际变速比中的振荡分量之间的相位差，从而推算带打滑状态，并且根据所进行的推算控制所述实际副液压降低从而保持预定带打滑状态；以及振荡幅度设置装置，所述振荡幅度设置装置被构造成在通过带打滑控制使所述副液压振荡的情况下，当变速比为高变速比时，将所述副液压的振荡幅度设置为比变速比为低变速比时的小。本发明的效果因此，根据该用于带式无级变速器机构的控制装置，在通过带打滑控制振荡副液压的情况下，在振荡幅度设置装置中，在高变速比时与低变速比时相比副液压的振荡被设置为小。也就是，在聚焦在变速比的高-低变化的情况下，对于副液压的相同振荡幅度来说，随着变速比处于高变速比一侧上，主推力的敏感度高，换句话说，已经发现，变速比变化的敏感度高，且变速比的振荡趋于产生。这意味着，在变速比处于高变速比一侧上的情况下，即使副液压的振荡幅度设定为小值，也能够通过从副液压抽取振荡分量确保带打滑状态的检测性能。并且通过当变速比处于高变速比时将副液压的振荡幅度设置为小值，防止由带打滑控制产生的车辆振动，并且能够实现节能效果的改善。当变速比处于低变速比时， 与处于高变速比相比副液压的振荡幅度设置在大值；但是，瞄准在带打滑控制期间相对于变速比的带打滑状态的检测性能的极限范围可以实现最大范围的能量节省效果。因此，通过对应于执行带打滑控制时的变速比来设置振荡幅度，可以实现能量节省的改善，抑制由带打滑控制导致的车辆振动的产生，并且确保带打滑状态的检测性能。


图1示出包括应用有根据第一实施例的控制装置和方法的带式无级变速器的车辆的驱动系统和控制系统的整个系统。图2是应用有根据第一实施例的控制装置和方法的带式无级变速器机构的透视图。图3是应用有根据第一实施例的控制装置和方法的带式无级变速器机构的带的一部分的透视图。图4是由根据第一实施例的CVT控制单元8执行的回路压力控制和副液压控制 (正常控制/带打滑控制)的控制方框示意图。图5是由根据第一实施例的CVT控制单元8执行的在副液压上的正常控制与带打滑控制(=BSC)之间的切换过程的基本流程图。图6是由根据第一实施例的CVT控制单元8执行的整个带打滑控制过程的流程图。图7是由根据第一实施例的CVT控制单元8执行的带打滑控制过程的扭矩限制过程的流程图。图8是由根据第一实施例的CVT控制单元8执行的带打滑控制过程的副液压振荡和校正过程的流程图。图9是由根据第一实施例的CVT控制单元8执行的从带打滑控制返回到正常控制的返回过程的流程图。图10是由根据第一实施例的CVT控制单元8执行的向正常控制的返回过程的扭矩限制过程的流程图。图11是由根据第一实施例的CVT控制单元8执行的变速比变化速度限制过程的流程图，该过程对向正常控制的返回过程的目标主回转速度的数量设置极限。图12是在从正常控制、带打滑控制、返回控制到正常控制的控制切换期间在行进情况下的BSC操作标志、SEC压力F/B抑制标志、油门开度、车速、发动机扭矩、Ratio、SEC液压、SEC SOL电流校正量和SEC压力振荡与Ratio振荡之间的相位差的相应特性的时序图。图13是驾驶员要求扭矩、扭矩限制量、扭矩容量和实际扭矩的相应特性的时序图，以说明根据第一实施例的通过应用在从带打滑控制至正常控制的返回控制中的扭矩延迟进行的扭矩限制操作。图14是应用在根据第一实施例的返回控制中的由扭矩延迟和主转速增加率形成的发动机扭矩、目标主回转速度、惯性扭矩和驱动轴扭矩的相应特性的时序图。图15是根据第一实施例的当振荡幅度大以及当振荡幅度小时的带打滑控制中的副液压的比较特性的时序图。图16是在根据第一实施例的带式无级变速器中主推力相对于管理换档的主带轮的变速比的变化以及副推力相对于管理扭矩容量的主带轮的变速比的变化的特性示意图。图17是在根据第一实施例的带式无级变速器中平衡推力比(=主推力/副推力) 相对于变速比的变化的特性示意图。图18是在根据第一实施例的带式无级变速器中当变速比不同时的纵向G相对于振荡幅度的变化的特性示意图。图19是示出在根据第一实施例的带打滑控制中通过变速比、最低可能压力和车辆振动确定振荡幅度的方法的振荡幅度值特性示意图。图20是在根据第二实施例的CVT控制单元8中执行的带打滑控制过程的副液压振荡和校正过程的流程图。图21是在第二实施例中在副液压振荡过程中设置振荡幅度的情况下所参照的振荡幅度图的实例的示意图。
具体实施例方式在下文中，将参照附图使用第一实施例和第二实施例描述执行用于带式无级变速器的控制装置和方法的最佳方式。第一实施例首先，描述该装置的结构。图1示出结合应用有根据第一实施例的控制装置和方法的带式无级变速器的车辆的驱动系统和控制系统的整个系统。图2是应用有根据第一实施例的控制装置和方法的带式无级变速器机构的透视图。图3是应用有根据第一实施例的控制装置和方法的带式无级变速器机构的带的一部分的透视图。在随后的说明中，系统结构将参照图1至3进行说明。在图1中，结合带式无级变速器的车辆的驱动系统包括发动机1、变矩器2、前进/ 后退驱动切换机构3、带式无级变速器机构4、主减速机构5和驱动轮6、6。除了由驾驶员的加速操作外，发动机1的输出扭矩还可由从外部提供的发动机控制信号控制。发动机1包括输出扭矩控制致动器10，以通过节气门打开/关闭操作、燃料切断操作等控制输出扭矩。变矩器2是具有扭矩增加功能的启动元件，并且包括锁止离合器20，当不需要扭矩增加功能时，其能够直接地连接发动机输出轴11(=变矩器输入轴)和变矩器输出轴21。 变矩器2包括经由变矩器壳体22与发动机输出轴11连接的蜗轮23、与变矩器输出轴21连接的泵轮M和经由单向离合器25设置的定子26。前进/后退驱动切换机构3将输入至带式无级变速器机构4的回转方向在前进行进期间的正常回转方向和后退行进期间的逆向回转方向之间切换。该前进/后退驱动切换机构3包括双行星轮式行星齿轮30、前进离合器31和后退制动器32。双行星轮式行星齿轮30的太阳轮与变矩器输出轴21连接，其行星架与变速器输入轴40连接。前进离合器31 在前进行驶期间被固紧从而将双行星轮式行星齿轮30的太阳轮直接地与行星架连接。后退制动器32在后退行进期间被固紧从而将双行星轮式行星齿轮30的齿圈固定至壳体。带式无级变速器机构4具有无级变速功能从而通过改变带接触直径而无级地改变变速比。变速比是变速器输入轴40的输入转速与变速器输出轴41的输出转速的比。该带式无级变速器机构4包括主带轮42、副带轮43和带44。主带轮42由固定带轮4 和滑动带轮42b构成。滑动带轮42b通过导引入主液压腔45的主液压进行滑动。副带轮43由固定带轮43a和滑动带轮4 构成。滑动带轮4 通过导引入副液压腔46的主液压进行滑动。如图2所示的带44围绕主带轮42的V形轮槽面42c、42d和副带轮43的V形轮槽面43c、43d进行缠绕。在图3中，带44由两个层叠环44a、Ma形成，大量的环从内部到外部分层设置，大量的压切板的元件44b设置在两个层叠环44a、Ma之间并且彼此连接成环形形状。每个元件44b在两侧包括侧翼面44c、44c，以与主带轮42的轮槽面42c、42d和副带轮43的轮槽面43c、43d接触。主减速机构5对带式无级变速器机构4的变速器输出轴41的变速器输出回转进行减速并且对其提供差速功能从而将其传送至右和左驱动轮6、6。主减速机构5夹置在变速器输出轴41、中间轴50、右和左驱动轴51、51之间，并且包括具有减速功能的第一齿轮 52、第二齿轮53、第三齿轮M、第四齿轮55以及具有差速功能的差速齿轮56。该带式无级变速器的控制系统包括变速器液压控制单元7和CVT控制单元8，如图 1所示。该变速器液压控制单元7为液压控制单元，用于产生引入主液压腔45的主液压和引入副液压腔46的副液压。该变速器液压控制单元7包括油泵70、调节器阀71、回路压力电磁阀72、变速器控制阀73、减压阀74、副液压电磁阀75、伺服连杆76、变速器指令阀77和步进电机78。调节器阀71将来自于油泵70的排放压力用作压力源从而调节回路压力PL。调节器阀71包括回路压力电磁阀72，以响应于来自CVT控制单元8的指令将油泵70的油压调节为预定回路压力PL。变速器控制阀73使用由调节器阀71产生的回路压力PL作为压力源从而调节被引入主液压腔45中的主液压。变速器控制阀73的阀芯(spool) 73a与伺服连杆76连接， 构成机械式反馈机构，与伺服连杆76的一端连接的变速器指令阀77由步进电机78驱动， 使得变速器指令阀77接收与伺服连杆76的另一端连接的主带轮42的滑动带轮42b的滑动位置(实际带轮比)的反馈。也就是，当换档时，当步进电机78响应于CVT控制单元8 的指令而受到驱动时，变速器控制阀73的阀芯73a被改变位置从而供给回路压力PL至主液压腔45/从主液压腔45排放回路压力PL，以调节主液压来获得目标变速比，该目标变速比由步进电机78的驱动位置掌握。当换档完成时，阀芯73a响应于伺服连杆76的位移而保持在关闭位置。减压阀74使用由调节器阀71产生的回路压力PL作为压力源从而通过减压来调节引入副液压腔46的副液压。减压阀74包括副液压电磁阀75从而根据CVT控制单元8 的指令将回路压力PL减压至指令副液压。CVT控制单元8配置成执行多种控制，诸如变速比控制，用于向步进电机78输出控制指令，以根据车速、节气门开度水平等获取目标变速比；回路压力控制，用于向回路压力电磁阀72输出控制指令，以根据节气门开度水平等获取目标回路压力；副液压控制，用于向副液压电磁阀75输出控制指令，以根据变速器输入扭矩等获取目标副带轮推力；前进和后退切换控制，用于控制前进离合器31和后退制动器32的固紧和释放，以及锁止控制，用于控制锁止离合器20的固紧和释放。CVT控制单元8接收来自于主回转传感器80、副回转传感器81、副液压传感器82、油温传感器83、抑制开关84、制动器开关85、油门开度传感器 86和其他传感器和开关87的各个传感器信息和切换信息。此外，其从发动机控制单元88 接收扭矩信息并且将扭矩要求输出至发动机控制单元88。图4是由根据第一实施例的CVT控制单元8执行的回路压力控制和副液压控制 (正常控制/带打滑控制)的控制方框图。在第一实施例中的CVT控制单元8的液压控制系统包括基本液压计算器90、回路压力控制器91、副液压控制器92、正弦波振荡控制器93(振荡幅度设置装置)和副液压校正器94，如图4所示。该基本液压计算器90包括输入扭矩计算器90a，用于根据发动机控制单元88的扭矩信息(发动机转速、燃料喷射时间等)计算变速器输入扭矩(图1)；基本副推力计算器 90b，用于根据由输入扭矩计算器90a获得的变速器输入扭矩计算基本副推力(副带轮43 所必要的带夹持力)；所需变速器推力差计算器90c，用于计算换档所需的推力差(主带轮 42与副带轮43之间的带夹持力中的差)；校正器90d，用于根据换档所需的推力差校正计算所得的基本副推力；以及副液压转换器90e，用于将经校正的副推力转换为目标副液压。 该基本液压计算器90进一步包括基本主推力计算器90f，用于根据由输入扭矩计算器90a 计算所得的变速器输入扭矩计算基本主推力(主带轮42所需的带夹持力)；校正器90g，用于根据由所需变速器推力差计算器90c计算所得的用于换档所需的推力差校正计算所得的基本主推力；以及主液压转换器90h，用于将经校正的主推力转换为目标主液压。该回路压力控制器91包括目标回路压力确定器91a，用于比较从主液压转换器 90h输出的目标主液压与从副液压控制器92输出的指令副液压，并且当目标主液压>指令
8副液压时将目标回路压力设置为目标主液压，当目标主液压<指令副液压时将目标回路压力设置为副液压；以及液压-电流转换器91b，用于将由目标回路压力确定器91a确定的目标回路压力转换为施加至电磁阀的电流值，并且将转换的指令电流值输出给调节器阀71 的回路压力电磁阀72。在正常控制中，副液压控制器92使用由副液压传感器82检测到的实际副液压执行反馈控制(PI控制)从而获取指令副液压，而在带打滑控制中，副液压控制器92在不使用实际副液压的情况下执行开路控制从而获取指令副液压。其包括低通滤波器92a，通过此低通滤波器，来自于副液压转换器90e的目标副液压得以过滤；偏差计算器92b，用于计算实际副液压与目标副液压之间的偏差；零偏差设置器92c，用于将该偏差设置为零；偏差开关92d，用于选择性地在算得偏差与零偏差之间切换；以及积分增益确定器92e，用于确定来自油温的积分增益。此外，其包括乘法器92f，用于将积分增益确定器9 的积分增益与偏差开关92d的偏差相乘；积分器92g，用于对乘法器92f的FB积分控制量进行积分；加法器92h，用于将积分FB积分控制量加入至来自副液压转换器90e的目标副液压；以及限制器92i，用于将上限和下限设置至相加值从而获得指令副液压(在带打滑控制中称为基本副液压)。此外，其包括振荡加法器92j，用于在带打滑控制中将正弦波振荡指令加至基本副液压；液压校正器92k，用于通过副液压校正量将振荡基本副液压校正为指令副液压； 以及液压-电流转换器92m，用于将指令副液压转换为施加至电磁阀的电流值从而将转换的指令电流值输出至副液压电磁阀75。需要指出的是，偏差开关92d配置以当BSC操作标志为0时(在正常控制期间)选择计算所得的偏差并且当BSC操作标志为1时(在带打滑控制期间)选择零偏差。该正弦波振荡控制器93包括正弦波振荡器93a，用于确定适合于带打滑控制的振荡频率和振荡幅度并且根据所确定的频率和幅度应用正弦波液压振荡；零振荡设置器 93b，用于不施加正弦波液压振荡；以及振荡开关93c，用于选择性地在液压振荡与零振荡之间切换。需要指出的是，振荡开关93c配置以当BSC操作标志为0时(在正常控制期间) 选择零振荡并且当BSC操作标志为1时(在带打滑控制期间)选择正弦波液压振荡。这里，振荡幅度，根据随后描述的观点，在带打滑控制被执行的变速比范围内，设置为优化值， 该优化值能够实现燃料效率性能的改善并且确保带打滑率的检测性能。副液压校正器94包括实际变速比计算器94a，用于根据主回转传感器80的主回转速度Npri与副回转传感器81的副回转速度Nsec的比值计算实际变速比Ratio ；第一带通滤波器94b，用于从表示采用副液压传感器82获得的实际副液压I^ec的信号中抽取振荡分量；以及第二带通滤波器94c，用于从由实际变速比计算器8 计算得到的数据抽取振荡分量。其还包括乘法器94d，用于使由两个带通滤波器94b、Mc抽取的振荡分量相乘；低通滤波器94e，用于从乘法结果抽取相位差信息；副液压校正量确定器94f，用于根据来自低通滤波器Me的相位差信息确定副液压校正量；零校正量设置器94g，用于将副液压校正量设置为零；以及校正量开关94h，用于在副液压校正量与零校正量之间选择性地进行切换。 需要指出的是，校正量开关94h配置以当BSC操作标志为0时(在正常控制期间)选择零校正量，而在BSC操作标志为1时(在带打滑控制期间)选择副液压校正量。图5是在由根据第一实施例的CVT控制单元执行的在副液压上的在正常控制与带打滑控制(=BSC)之间的切换过程的基本流程图。在后文中，将说明图5中的相应步骤。
在步骤Si，在通过转动钥匙启动之后，确定是否处于步骤S2的非BSC允许或者步骤S5的正常控制返回过程，带式无级变速器机构4受到正常控制，然后流程前进至步骤S2。 在正常控制期间，BSC操作标志设置为零，副压F/B抑制标志设置为零。在步骤Sl中的正常控制之后的步骤S2，确定所有的随后BSC允许条件是否被满足。如果结果为是(所有的BSC允许条件都得到满足)，那么该流程前进至步骤S3，并且执行带打滑控制(BSC)。如果结果为否(任何的BSC允许条件都没有得到满足)，那么该流程返回至步骤Si，并且持续进行正常控制。BSC允许条件的实例如下所述(1)带式无级变速器机构4的传递扭矩容量是稳定的(传递扭矩容量的变化率小)。这一条件(1)通过满足随后的两个条件而确定，例如。a. I指令扭矩变化率I <预定值b. I指令变速比变化率I <预定值(2)输入至主带轮42的输入扭矩的推算精度处于可靠的范围内。这一条件( 例如根据发动机控制单元88的扭矩信息(推算发动机扭矩)、变矩器2的锁止状态、制动踏板的操作状态、档位等进行确定。(3)上述⑴⑵中的允许条件持续预定的时间长度。在步骤S2，确定上述条件(1)、(2)、(3)是否都被满足。在步骤S2的BSC允许确定或步骤S4的BSC继续确定之后的步骤S3中，执行带打滑控制(图6至图8)从而减少对带式无级变速器机构4的带44的输入并且将带44保持在没有滑移的适当打滑状态。然后，该流程前进至步骤S4。在带打滑控制期间，操作标志被设置为1，副压F/B抑制标志被设置为1。在步骤S3中的带打滑控制之后的步骤S4中，确定随后的BSC持续状态是否全部被满足。如果结果为是(所有的BSC持续状态都被满足)，那么该流程返回至步骤S3，并且带打滑控制(BSC)继续。如果结果为否(任何的BSC继续条件都没有被满足)，那么流程前进至步骤S5，执行正常控制返回过程。BSC持续条件的示例如下所述(1)带式无级变速器机构4的传递扭矩容量稳定(传递扭矩容量的变化率小)。这一条件(1)通过满足例如随后两个条件而被确定。a. I指令扭矩变化率I <预定值b. I指令变速比变化率I <预定值(2)输入至主带轮42的推算精确度处于可靠范围内。这一条件( 例如根据发动机控制单元88的扭矩信息(推算发动机扭矩)、变矩器2的锁止状态、制动踏板的操作状态、档位等进行确定。确定上述条件(1)、(幻是否都被满足。也就是，BSC允许条件与BSC持续条件之间的不同在于，BSC持续条件不包括BSC允许条件的持续条件(3)。在确定任何的BSC持续条件都没有被满足之后的步骤S5，执行正常控制返回过程 (图9至图11)从而当带打滑控制返回至正常控制时，防止带4打滑。当这一过程完成时， 该流程返回至步骤Sl并且切换至正常控制。图6是由根据第一实施例的CVT控制单元8执行的整个带打滑控制过程的流程图。图7是由根据第一实施例的CVT控制单元8执行的带打滑控制过程的扭矩限制过程的
10流程图。图8是由根据第一实施例的CVT控制单元8执行的带打滑控制过程的校正过程和副液压振荡的流程图。首先，如图6清楚所示，在持续进行BSC允许确定和BSC持续确定的带打滑控制期间，同时执行反馈控制抑制过程(步骤S31)、扭矩限制过程(步骤S3》以及用于带打滑控制的副液压振荡和校正过程(步骤S33)，在反馈控制抑制过程中，使用实际副液压获得指令副液压，所述扭矩限制过程作为返回至正常控制的准备。在步骤S31，在BSC允许确定和BSC持续确定得以持续的带打滑控制期间，反馈控制受到抑制，在该反馈控制下，使用由副液压传感器82检测到的实际副液压获得指令副液压。也就是，为了获得指令副液压，正常控制期间的反馈控制受到抑制并且使用零偏差切换至带打滑控制的开路控制。然后，当带打滑控制切换至正常控制时，反馈控制再次返回。在步骤S32，在BSC允许确定和BSC持续确定得以持续的带打滑控制期间，执行图 7中的扭矩限制过程。也就是，在图7中的流程图的步骤S321中，将“来自于带打滑控制的扭矩限制要求”定义为驾驶员要求扭矩。在步骤S33，在BSC允许确定和BSC持续确定得以持续的带打滑控制期间，副液压在图8中被振荡和校正。在下文中，对图8中的流程图的步骤进行说明。在步骤S331，指令副液压受到振荡。也就是，具有预定幅度和预定频率的正弦波液压叠置在指令副液压上。该流程前进至步骤S332。在步骤S332，在步骤S331的指令副液压的振荡之后，实际副液压使用副液压传感器82进行检测从而通过基于主回转传感器80和副回转传感器81的回转速度的计算来检测实际变速比。该流程前进至步骤S333。在步骤S333，在步骤S332的实际副液压和实际变速比的检测之后，实际副液压和实际变速比各自经受带通滤波过程从而抽取它们相应的振荡分量(正弦波)并且使其相乘。然后，该乘积值经受低通滤波过程并且转换为由振荡幅度和实际副液压的振荡与实际变速比的振荡之间的相位差θ (余弦波)表示的值。该流程前进至步骤S334。这里，当A是实际副液压的振荡幅度并且B是实际变速比的振荡幅度时，实际副液压的振荡由公式(1) 表示Asincot。实际变速比的振荡由公式(2)表示BSin(cot+ θ )。公式(1)和⑵相乘， 并且使用随后的积和公式(3)sina sin β = -1/2 {cos ( a + β ) -cos ( a - β )}获得下述公式G)Asin ω t X Bsin (ω t+ θ ) = (1/2) ABcos θ -(1/2) ABcos (2 ω t+ θ )在公式⑷中，作为振荡频率的双重分量(l/2)ABCOM2cot+ θ )通过低通滤波器而被减小，使得公式(4)变成下述公式(5)AsincotXBsin(cot+θ ) ^ (1/2)Abcos θ因此，其可以通过振荡幅度A、B和实际副液压的振荡与实际变速比的振荡之间的相位差θ的公式表示。在步骤S333中计算实际副液压的振荡与实际变速比的振荡之间的相位差θ之后，在步骤S334中，进行确定相位差θ是否使得相位差θ <预定值1(微打滑范围)。 如果结果为是相位差θ <预定值1)，那么流程前进至步骤S335，而如果结果为否(预定值1 <相位差θ )，那么流程前进至步骤S336。在步骤S334中确定0 <相位差θ <预定值1 (微打滑范围)之后，在步骤S335， 副液压校正量被设置为-Al^sec。该流程前进至步骤S339。在步骤S334中确定预定值1 <相位差θ之后，在步骤S336，确定相位差θ是否使得预定值1 <相位差θ <预定值2(目标打滑范围)。当结果为是时(预定值1《相位差θ <预定值幻，流程前进至步骤S337，而当结果为否时(预定值2 <相位差Θ)，流程前进至步骤S338。在步骤S336中确定预定值相位差θ <预定值2(目标打滑范围)之后，在步骤S337，副液压校正量被设置为零，流程前进至步骤S339。在步骤S336中确定预定值相位差θ (微/大打滑转换范围)之后，在步骤 S338，副液压校正量被设置为+AI^sec,流程前进至步骤S339。在步骤S335、S337、S338中设置副液压校正量之后，在步骤S339，指令副液压被设置为基本副液压的值+副液压校正量。然后，流程前进至结束。图9是由根据第一实施例的CVT控制单元8执行的从带打滑控制到正常控制的返回过程的流程图。图10是由根据第一实施例的CVT控制单元8执行的向正常控制的返回过程的扭矩限制过程的流程图。图11是由根据第一实施例的CVT控制单元8执行的变速比变化速度限制过程的流程图，该过程对返回至正常控制的返回过程的目标主回转速度的设置限制。首先，如图9清楚可见，在从BSC持续终止到正常控制的开始、正常控制从带打滑控制返回的时候，同时执行反馈控制返回过程(步骤S51)、用于返回至正常控制的准备的扭矩限制过程(步骤S5》、用于带打滑控制的振荡和校正副液压重设过程(步骤S5!3)以及限制换档的换档限制过程(步骤S54)，在所述反馈控制返回过程中，使用实际副液压获得指令副液压。在步骤S51，在从BSC持续终止到正常控制的开始、正常控制从带打滑控制返回的时候，返回反馈控制，其中使用由副液压传感器82检测到的实际副液压获得指令副液压。在步骤S52，在从BSC持续终止到正常控制的开始、正常控制从带打滑控制返回的时候，执行图10中的扭矩限制过程，作为返回至正常控制的准备。在步骤S53，在从BSC持续终止到正常控制的开始、正常控制从带打滑控制返回的时候，在图8中的副液压振荡和校正被重新设置从而等待正常控制。在步骤S54，在从BSC持续终止到正常控制的开始、正常控制从带打滑控制返回的时候，执行图11中的换档限制过程，其中换档速度受到限制。在下文中，将说明在图10中示出扭矩限制过程的流程图的步骤。该扭矩限制过程的关键点为根据驾驶员要求扭矩、BSC的扭矩限制要求和扭矩容量(算得扭矩容量)三个值之间的大小关系来切换控制。这里，驾驶员要求扭矩指由驾驶员要求的发动机扭矩，BSC的扭矩限制要求指图13中的阶段0)、(3)中所示的扭矩限制量。为了防止带打滑的目的，扭矩容量大体为许用设计扭矩容量并且所设置的值比驾驶员要求扭矩高一个裕量，同时考虑带式无级变速器机构4的机械变化。这里，实际的扭矩容量在副液压控制下受到控制。此外，计算所得的扭矩容量指BSC(图13中的阶段O))和返回过程(图13中的阶段(3))期间的扭矩容量。计算所得的扭矩容量具体地说是基于或者从实际副液压和实际变速比计算的值(两个带轮42、43中发动机扭矩输入的那个带轮的扭矩容量，即，主带轮42)。在步骤S521，确定驾驶员要求扭矩是否大于BSC的扭矩限制要求。如果结果为是， 那么流程前进至步骤S522，如果结果为否，那么流程前进至步骤S525。在步骤S521确定驾驶员要求扭矩大于BSC的扭矩限制要求之后，在步骤S522， 确定算得扭矩容量是否大于BSC的扭矩限制要求。如果该结果为是，那么流程前进至步骤 S523，如果结果为否，那么流程前进至步骤S5M。在步骤S522确定算得扭矩容量> BSC的扭矩限制要求之后，在步骤S523，BSC的扭矩限制要求被设置为BSC的扭矩限制要求(先前值)+ △ T和算得许用扭矩容量中较小的值。流程前进至返回。在步骤S522确定算得扭矩容量< BSC的扭矩限制要求之后，在步骤S524，BSC的扭矩限制要求被设置为BSC的扭矩限制要求(先前值)和驾驶员要求扭矩中较小的值。流程前进至返回。在步骤S521确定驾驶员要求扭矩< BSC的扭矩限制要求之后，在步骤S525，确定算得扭矩容量是否大于BSC的扭矩限制要求。如果结果为是，那么流程前进至步骤S527，如果结果为否，那么流程前进至步骤S5^。在步骤S525确定算得扭矩容量< BSC的扭矩限制要求之后，在步骤S526，BSC的扭矩限制要求被设置为BSC的扭矩限制要求(先前值)和驾驶员要求扭矩中较小的值。流程前进至返回。在步骤S525确定算得扭矩容量> BSC的扭矩限制要求之后，在步骤S527，BSC的扭矩限制要求被取消。流程前进至结束。在下文中，将说明示出在图11中为目标主回转速度设置极限值的变速比变化速度限制过程的流程图的步骤。在步骤S541，根据发动机扭矩计算目标惯性扭矩。流程前进至S542。在步骤S541计算目标惯性扭矩之后，在步骤S542，根据目标惯性扭矩计算目标主回转变化率。然后流程前进至步骤S543。在步骤S542中计算目标主回转变化率之后，在步骤S543，计算没有超过目标主回转变化率的受限制目标主回转速度，流程前进至步骤S544。在步骤S543中计算受限制目标主回转变化率之后，在步骤S544，根据受限制目标主回转速度执行换挡控制，流程前进至步骤S545。在步骤S544中换挡控制之后，在步骤S545，确定基于受限制目标主回转速度的换挡控制是否完成或者实际主回转速度是否已经达到受限制目标主回转速度。如果结果为是 (完成换挡控制)，那么流程结束，如果结果为否(在换挡控制过程中)，那么流程返回至步 If S5410接下来，将说明根据第一实施例的带式无级变速器机构4的控制装置和方法的操作。其将被分为五个部分即，BSC允许和持续确定操作、带打滑控制操作(BSC操作)、在从BSC到正常控制的返回控制中的扭矩限制操作、在从BSC到正常控制的返回控制中的主回转增加率限制操作，以及BSC期间的副液压的振荡幅度的设置操作。
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[BSC允许和持续确定操作]当车辆开始行驶时，在图5中的流程图中，操作从步骤Sl前进至步骤S2。在步骤 S2中除非所有的BSC允许确定条件都被满足，否则从步骤Sl至步骤S2的流程重复以继续正常控制。也就是，在步骤S2中所有BSC允许确定条件的满足被定义为BSC控制启动条件。在第一实施例中的BSC允许条件如下所述(1)带式无级变速器机构4的传递扭矩容量是稳定的(传递扭矩容量的变化率小)。这一条件(1)通过满足随后的两个条件而确定，例如。a. I指令扭矩变化率I <预定值b. I指令变速比变化率I <预定值(2)输入至主带轮42的输入扭矩的推算精度处于可靠的范围内。这一条件( 例如根据发动机控制单元88的扭矩信息(推算发动机扭矩)、变矩器2的锁止状态、制动踏板的操作状态、档位等进行确定。(3)上述⑴⑵中的允许条件持续预定的时间长度。在步骤S2，确定上述条件(1)、(2)、(3)是否都被满足。因此，如果在正常控制期间带式无级变速器机构4的变速器扭矩容量持续稳定并且主带轮42的输入扭矩的推算精度连续地处于可靠范围内一段预定时间长度，那么带打滑控制被允许启动。如上所述，当满足所有的BSC允许条件时，带打滑控制被允许启动，使得能够以确保的高控制精度在优选范围内启动该带打滑控制。在步骤S2中确定BSC允许之后，在步骤S3，带打滑控制被执行从而减小进入该带式无级变速器机构4的带44的输入并且将带44保持在适当打滑(slip)状态，而不滑移 (slippage)。然后，在步骤S3中的带打滑控制之后的步骤S4中，确定是否所有的BSC持续条件都被满足。只要所有的BSC持续条件都被满足，那么从步骤S3至步骤S4的流程重复从而继续带打滑控制(BSC)。这里，BSC持续条件是BSC允许条件(1)，(2)，并且排除针对BSC允许条件的预定时间长度(3)的持续条件。由此，因为在带打滑控制期间如果条件(1)、(2)其中的一个没有被满足那么带打滑控制立刻被停止并且返回至正常控制，所以可防止以不确定的控制精度持续进行带打滑控制。[带打滑控制操作(BSC操作)]当带打滑控制启动时，副液压被定位为可以获得如下的夹持力的值，该夹持力不会导致带滑移，且具有推算的安全因数，使得相位差θ小于预定值1这一条件得到满足。在图8中的流程图中，流程从步骤S331 —步骤S332 —步骤S333 —步骤S334 —步骤S335至步骤S339重复，每次流程重复时，指令副液压响应于-AI^sec的校正而被减小。然后，直到 1或更大的相位差θ达到预定值2，在图8中流程从步骤S331 —步骤S332 —步骤S333 — 步骤S334 —步骤S336 —步骤S337至步骤S339进行，从而保持指令副液压。在相位差θ 为2或更大时的预定值时，流程从步骤S331 —步骤S332 —步骤S333 —步骤S334 —步骤 S336 —步骤S338至步骤S339进行，从而响应于+ ΔI^sec的校正来增加指令副液压。
在带打滑控制下，打滑率得以保持，使得相位差θ落入从1或更大至小于2的预定值的范围内。将参照图12中的时序图描述带打滑控制。在时刻tl，上述BSC允许条件(1)、(2) 得到满足并且继续(BSC允许条件(3))。在到达时刻t2之后，从时刻t2至时刻t3，上述BSC 持续条件(1)、(2)其中的至少一个变得未被满足，并且BSC操作标志和SEC压力F/B抑制标志(副压反馈抑制标志)被设置用于带打滑控制。在时刻t3之前不久，油门被下压，使得BSC持续条件其中的至少一个变成未被满足，从时刻t3至时刻t4执行返回至正常控制的控制。在时刻t4之后，执行正常控制。因此，从图12中箭头C所示的稳定行驶确定期间，油门开度特性、车速特性和发动机扭矩特性以及副液压电磁阀75的电磁阀电流校正量特性清楚可知，在带打滑控制下，由于振荡造成的副液压的振荡分量与变速比的振荡分量之间的相位差θ受到监视从而增加或降低电流值。需要指出的是，副液压电磁阀75是常开的(总是打开)并且随着电流值的增加而降低副液压。实际变速比通过带打滑控制而被保持为事实上不变，虽然其以小幅振荡，如图12 中的实际变速比特性(Ratio)所示。如图12中的SEC压力振荡和Ratio振荡的相位差特性所示，相位差θ随着时间从打滑率大概为零的时刻t2开始逐渐增加，并且达到目标值(目标打滑率)。如图12中的SEC副液压特性所示的副液压随着时间从安全因数得以确保的时刻t2开始降低，如箭头G所示，最后达到设计最小压力加上液压振荡幅度所得的值，该值所处的液压水平到实际最小压力尚有一定裕量。虽然带打滑控制持续一段长时间，但是实际副液压保持在设计最小压力加上液压振荡幅度的范围内，从而保持(打滑率的)相位差θ 的目标值。因此，由带打滑控制造成的副液压的降低导致作用在带44上的带摩擦降低并通过带摩擦的降低减小带式无级变速器机构4上的驱动载荷。因此，可根据BSC允许确定在带打滑控制期间在不影响行进性能的情况下改善发动机1的实际燃料效率。[从BSC至正常控制的返回控制中的扭矩限制操作]在带打滑控制期间，在BSC允许和持续确定得以持续时，在图7中步骤S321中的扭矩限制过程通过在图7中在步骤S321将带打滑控制的扭矩限制要求设置为驾驶员要求扭矩而被执行。在下文中，返回至正常控制的扭矩限制操作参照图10和13进行说明。发动机控制单元88具有扭矩限制量作为发动机扭矩控制上限，并且控制发动机1 的实际扭矩不超过扭矩限制量。该扭矩限制量根据各个要求进行确定。例如，在正常控制期间(在图13中的阶段(1))带式无级变速器机构4的输入扭矩上限被设置为在正常控制期间的扭矩限制要求，CVT控制单元8在正常控制期间将扭矩限制要求发送至发动机控制单元88。该发动机控制单元88从来自各个控制器的扭矩限制要求中选择最小要求作为扭矩限制量。具体地说，在时刻t5，正常控制的阶段(1)转移为带打滑控制，BSC的扭矩限制要求在阶段( 被发送至发动机控制单元88，如图13中的扭矩限制量特性所示。但是，在 BSC(图13中的阶段O))期间的BSC的扭矩限制要求是预先准备用于图10的扭矩限制，并且BSC(图13中的阶段O))期间基本上不作为扭矩限制。然后，在时刻t6，BSC持续被中止并且转移为返回至正常控制的控制。在时刻t6，因为驾驶员要求扭矩> BSC的扭矩限制要求并且算得扭矩容量< BSC的扭矩限制要求，发出扭矩限制要求。因此，在图10中的流程图中从步骤S521 —步骤S522 —步骤S5M至返回的流程被重复，从而在步骤S5M保持BSC的扭矩限制要求(先前值)。之后，在时刻t7，驾驶员要求扭矩> BSC的扭矩限制要求并且算得扭矩容量> BSC 的扭矩限制要求。在图10中的流程图中从步骤S521 —步骤S522 —步骤S523至返回的流程被重复。在步骤S523，BSC的扭矩限制要求为(先前值+ Δ T)，并且显现出这样的特性使得BSC的扭矩限制要求逐渐增加。随着这一增加梯度，实际扭矩逐渐地增加。由于从时刻t7起BSC的扭矩限制要求增加，在时刻伪，驾驶员要求扭矩彡BSC的扭矩限制要求并且算得扭矩容量> BSC的扭矩限制要求。在图10中的流程图中流程从步骤S521 —步骤S525 —步骤S527至结束进行。在步骤S527，BSC的扭矩限制被取消。在这一实例中，流程跳过步骤，该步骤在油门被操作为踏上或者返回(释放) 一段短时间时被执行。具体地说，当带打滑控制通过踏上油门而被取消并且一旦返回控制开启就释放油门时，步骤被跳过。也就是，在带打滑控制中，执行控制从而在许用打滑范围内主动地使带打滑，因此，与正常控制的情况相比，带夹持力处于低状态。当从带打滑控制返回至正常控制时，如果带式无级变速器机构4的输入扭矩沿着增加方向被改变，那么该输入扭矩超过带夹持力，可能产生过大的带打滑。另一方面，当从带打滑控制转换至正常控制时，在图13中时刻t6至时刻t7的时间段期间，带式无级变速器机构4的输入扭矩受到抑制从而相对于带夹持力来说不会变得过度大，同时，通过限制沿着增加方向改变的输入扭矩的变化速度并且抑制该输入扭矩的增加从而在带打滑控制结束时保持实际扭矩，带打滑控制结束时的带夹持力被恢复至正常控制时的水平。由于当带打滑控制返回至正常控制时用于限制带式无级变速器机构4的输入扭矩的变化速度的扭矩限制控制，可防止带式无级变速器机构4的输入扭矩相对于带夹持力来说变得过大并且防止该带44打滑。尤其是，在第一实施例中，由于执行在带打滑控制结束时保持带式无级变速器机构4的输入扭矩的扭矩限制控制，所以虽然其为简单的扭矩限制控制，也能够可靠地抑制带式无级变速器机构4的输入扭矩不变得相对于带夹持力来说过度大。[从BSC至正常控制的返回控制中的主回转增加率限制操作]在从带打滑控制返回到正常控制的返回控制期间，如上所述，如果在输入至带式无级变速器机构4的输入扭矩的变化速度受到抑制的状态下执行扭矩限制控制从而以正常变化速度改变变速比，那么基于回转惯性变化的输入扭矩的降低显著地出现，因此，驾驶员可能不必要地感觉到减速(拉动冲击)。于是，变速比的变化速度随着对带式无级变速器机构4的输入扭矩的变化速度进行限制而受到限制。也就是，当BSC持续被中止并且进入返回到正常控制的返回控制时，在图11中的流程图中的从步骤S541 —步骤S542 —步骤S543 —步骤S544至步骤S545的流程被重复， 直到换档结束。也就是，在步骤S541，目标惯性扭矩根据发动机扭矩进行计算。在随后的步骤S542，目标主回转变化率根据目标惯性扭矩进行计算。将被降低的惯性扭矩被设置，并且根据这一受限制的目标惯性扭矩，在步骤S543，计算没有超过未受限制的目标主回转变化率(梯度)的受限制目标主回转速度。并且在步骤S544，根据受限制的目标主回转速度执行换挡控制。因此，换挡控制根据受限制的目标主回转速度得以执行，使得当比较最终产生的目标变速比时，对于目标变速比的特性，受限制的目标变速比的变化梯度与未受限制的目标变速比相比是中等适度的。根据图12所示的时序图说明用于第一实施例的通过扭矩延迟以及主回转增加率限制器进行的返回控制操作。首先，说明发动机扭矩特性。对于处于从BSC结束到返回至正常控制的范围中的发动机扭矩来说，示出驾驶员要求扭矩以分段的方式上升的特性。对于在没有执行扭矩限制控制的正常控制中通过实际扭矩响应产生的发动机扭矩，示出BSC结束之后扭矩立刻上升的特性。另一方面，对于第一实施例中的发动机扭矩，如通过BSC造成扭矩下降之后的实际扭矩响应所示，示出从BSC结束开始扭矩保持一段时间然后扭矩缓慢上升的特性。接下来，说明目标变速比特性和惯性扭矩特性。对于在从BSC结束到返回至正常控制的范围内的目标主回转速度特性来说，在BSC结束时通过分段特性给出实现目标特性，对于在没有执行主回转增加率限制控制的正常控制中的目标主回转速度特性来说，示出BSC结束之后目标主回转速度立刻以大梯度上升的特性。另一方面，对于根据第一实施例的目标主回转速度特性，示出目标主回转速度以与正常控制相比的中等梯度逐渐上升的特性。正常控制中的惯性扭矩特性从BSC结束开始剧烈地下降，根据第一实施例的惯性扭矩特性在BSC结束与返回至正常的时刻之间柔和地下降。最后，说明驱动轴扭矩特性和惯性扭矩特性。对于当没有执行扭矩延迟和主回转速度增加率限制控制时(正常控制)的驱动轴扭矩特性，如图14中的特性E所示，惯性扭矩的峰值为大，发动机扭矩的响应也快，因此，示出下述特性，即，在换档开始之后，与开始换档之前相比，扭矩下降至某种程度，然后扭矩上升。当示出这一驱动轴扭矩特性时，由于换档产生的冲击没有出现。对于当执行扭矩延迟但是没有执行主回转增加率限制控制时的驱动轴扭矩特性来说，如图14中的特性D所示，与正常时间相同的惯性扭矩特性被保持，通过扭矩延迟产生发动机扭矩的延迟输入，使得示出具有下降值d的下述特性，S卩，在换档开始之后，与换档开始之前相比，扭矩急速下降，然后扭矩上升。如果产生这种驱动轴扭矩变化，那么驾驶员会感觉到冲击，这将导致行驶性能和舒适度的下降。另一方面，对于共同执行扭矩延迟和主回转增加率限制控制情况下的根据第一实施例的驱动轴扭矩特性来说，如图14中的特性F所示，如果发动机扭矩的输入由于扭矩延迟而延迟，那么惯性扭矩的峰值会通过主回转增加率限制控制而被降低，因此，示出下述特性，即，在换档开始之后，与换档开始之前相比，扭矩下降到某种程度，然后扭矩上升。也就是，如果扭矩延迟和主回转增加率限制控制同时执行，那么发现冲击能够被抑制。如上所述，在从带打滑控制到正常控制的返回控制期间，与执行扭矩限制控制一起，执行对主回转的变化率设置限制的控制，使得开始换挡时的回转惯性变化被降低，与开始换档之前相比，驱动轴扭矩的下降被抑制。因此，能够防止驾驶员感受到不必要的冲击 (减速的感觉)。[BSC期间的副液压的振荡幅度的设置操作]由于允许带打滑控制的变速比范围是受限制的窄范围，所以根据第一实施例的带打滑控制期间的副液压的振荡幅度先前被设置为优化值，该优化值能够在控制允许的变速比范围内实现燃料效率改善，抑制由带打滑控制产生的车辆振动，确保带打滑率的检测性能并且对该系统给定固定值。在下文中，将说明设置副液压的振荡幅度的方式的概念。首先，在正常控制中控制副液压的情况下，考虑安全因数K和最低可能压力而执行液压控制。安全因数K用作相对于施加至带44的带夹持力的带滑动(带打滑)的指标， 并且例如，通过已知的公式进行计算。K = {(Pout+ β · V2) Sout+ff} / {Tcos α / (D · μ )}. . . (1)这里，Pout 副液压B 副液压腔46的离心液压系数V:车速Sout 副液压腔46的接收压力面积W 副液压腔46的弹性载荷T 传递载荷A 主带轮42和副带轮43的带槽角度D 带44所缠绕的主带轮42的直径μ 副带轮43与带44之间的摩擦系数如果安全因数K为低于K= 1.0，那么副带轮43与带44之间产生滑移。另一方面，随着安全因数K变得大于K=L 0，那么施加至带44的夹持力变得过大，带44的耐久性降低，带摩擦增加。因此，一般地，由于带44具有的公差，摩擦系数μ具有变化值，但是安全因数K设置为处于例如K= 1.2至1.5的范围内。最低可能的压力根据包括在每个车辆的液压控制系统中的元件进行设置。如图15所示，在超过最低可能压力的条件下，一般地，正常控制中的指令副液压根据安全因数K为1. 3的假设进行计算，并且成为有必要使得安全因数K为1. 3的液压。如上所述，该带打滑控制减小副液压，该副液压是获得夹持力而不具有带滑移的副液压，从而推算安全因数K，并且减小带摩擦，该带摩擦等同于副液压的减小量。结果，实现燃料效率。因此，如图15所示，如果叠置在副液压上的振荡幅度增加，那么带轮液压的平均值变高并且液压不能被充分地减小，燃料效率作用的裕度减小。存在由于带打滑控制而产生车辆振动的可能性。但是，如果叠置在副液压上的振荡幅度降低，那么带轮液压的平均值变低，液压能够被充分地减小，燃料效率效果的裕度增加。也就是，图15所示的特性表示，随着叠置在副液压上的振荡幅度设置为最小的可能值，由于带打滑控制产生的燃料效率效果的裕度变大。接下来，将说明在不考虑变速比的情况下振荡幅度被赋予不变值的情况。如第一实施例中那样，根据通过振荡该副液压并且监视包括在实际副液压和实际变速比中的各振荡分量之间的相位差而假定的带打滑状态执行带打滑控制。在这种情况下，当振荡幅度为小值时，振荡分量包括在实际副液压中，但是，在带轮的带接触直径尚未达到被变化的情况下，这是振荡分量不能从通过计算回转速度比而算得的实际变速比抽取的状态。并且如果没有确保带打滑状态的检测性能，那么带打滑控制本身没有被建立，因此，有必要将振荡幅度设置为足以从实际变速比抽取振荡分量的值。因此，如果振荡幅度被设置为大到足以在整个变速比范围内从实际变速比抽取振荡分量的值，那么副液压的降低的裕量受到限制(参见图15)，并且无法期望带打滑控制的目标所在的充分燃料效率的改
善 ο另一方面，在第一实施例中，在带打滑控制中使副液压振荡的情况下，由于变速比处于高变速比的一侧，副液压的振荡幅度被设置为小值。因此，通过与执行带打滑控制的情况下的变速比相对应的振荡幅度的变量设定，可实现燃料效率的效果的改善，抑制由带打滑控制造成的车辆振动，并且确保带打滑率的检测性能。下文中，将说明原因。首先，本发明的发明人等聚焦在变速比的高-低变化上。在这种情况下，对于副液压的相同振荡幅度，随着变速比处于高变速比的一侧上，主推力的敏感性高，换句话说，已经发现，变速比变化的敏感性高，变速比的振荡趋于产生。也就是，图16是示出主推力相对于变速比的变化以及副推力相对于变速比的变化的特性图。对于主推力相对于变速比的特性，主带轮42管理变速比，因此，主推力在带接触直径小的情况下的低变速比的一侧上为小，主推力在带接触直径大的情况下的高变速比的一侧上变大。另一方面，对于副推力相对于变速比的特性，副带轮43管理扭矩容量，因此，副推力在带接触直径大的情况下的低变速比的一侧上为大，并且主推力在带接触直径小的情况下的高变速比的一侧上为小。因此，如果图16中的特性通过作为主推力与副推力的比值的平衡推力比(=主推力/副推力)示出，如图17所示，示出下述特性，即，当变速比处于最大值时，平衡推力比变为最高，并且随着变速比在低变速比的一侧上改变，平衡推力比降低，当变速比处于最低值时，平衡推力比变为最低。因此，当变速比处于最高值时，平衡推力比变为最高，其意味着相对于相同的振荡幅度相比于副液压，随着变速比处于高变速比的一侧上时，主推力的变化为大，变速比的变化的敏感性高，也就是，变速比的振荡趋于产生。这意味着，在变速比处于高变速比的一侧上的情况下，如果副液压的振荡幅度被设置为小值，那么可通过从实际变速比抽取振荡幅度而确保带打滑状态的检测性能。并且在变速比处于高变速比的情况下，通过将副液压的振荡幅度设置为小值，可在如第一实施例中那样施加在发动机车辆的情况下实现切合实际的燃料效率。通过与变速比相对应的振荡幅度的变量设定，如图19中的下限振荡幅度值特性L所示，随着变速比变为处于低变速比的一侧上，副液压的振荡幅度设置为大值，但是，通过在带打滑控制中瞄准相对于变速比的带打滑状态的检测性能的裕度区域，可实现最大范围的能量节省效果。接下来，根据图19，将说明用于确定带打滑控制中的振荡幅度的方法。在第一实施例中，根据变速比、最低可能的压力和车辆振动确定振荡幅度。首先，当振荡幅度设置为大到足够在从最低到最高的整个变速比范围内从实际变速比抽取振荡分量的值时，变速比的振荡出现。对于变速比的振荡来说，由于纵向加速度 (=纵向G)的作用，变速器输入回转产生变化并且产生车辆振荡，乘客舒适度下降。因此， 如图18所示，该振荡幅度的极限值需要成为纵向G的NG(不好)阈值，在该振荡幅度的极限值下，基于副液压的振荡，由变速比的振荡产生的车辆振动对乘客没有影响。同时，为了设置该振荡幅度，超过最低可能压力是条件，如图19左边所示，因此，不可能将该值设置为大振荡幅度，从而进入比最低可能压力低的低压范围。因此，由车辆振动确定的振荡幅度的值和由最低可能压力确定的振荡幅度的值中的较小的值被作为上限振荡幅度MAX，如图19所示，并且副液压的振荡幅度被限制为小于或等于上限制振荡幅度MAX的值。在第一实施例中，如图19所示，由于由最低可能压力确定的振荡幅度的值小，所以带打滑控制通过上限振荡幅度MAX所施加的变速比不包括最低范围，并且具有变速比限制。因此，作为振荡幅度的最大值的上限振荡幅度MAX被设置为满足最低可能压力条件的值并且能够保持乘客舒适。如图19所示，作为振荡幅度的最小值的下限振荡幅度MIN被设置为足够小以在变速比为最大时足以从实际变速比抽取振荡分量的值。如图19中的虚线范围所示，将上限振荡幅度MAX与变速比限制值的相交点PMAX 连接于下限振荡幅度MIN与最高变速比的相交点PMIN的线，也就是，一组振荡幅度的极限值被作为下限振荡幅度值特性L，该组极限值为在以副液压的振荡为基础的振荡分量包括在实际变速比中的情况下的振荡幅度的极限值和随着变速比处于高变速比一侧上而变小的振荡幅度的极限值。因此，由下限振荡幅度值特性L、上限振荡幅度MAX的线以及最高变速比的线环绕形成的范围被作为副液压的振荡幅度的OK范围。但是，在副液压的振荡幅度的OK范围内，尤其是，在高变速比的一侧上，包括振荡幅度变得比必要值更大的一个部分。因此，振荡幅度许用裕量被加至下限振荡幅度值特性L 的这一特性被作为上限振荡幅度值特性H，副液压的振荡幅度的许用范围被设置为由下限振荡幅度值特性L、上限振荡幅度值特性H、最高变速比的线以及上限振荡幅度MAX环绕形成的范围，如图19中的点+阴影线的范围。因此，在设置带打滑控制中的振荡幅度的情况下，设置以变速比为基础的值，在该变速比下，带打滑控制被施加如图19所示的副液压的振荡幅度的许用范围内的值。于是， 在变速比极限值与最高变速比之间的变速比范围内，可设置实现燃料效率作用的适当值， 抑制由带打滑控制产生的车辆振动并且确保带打滑状态的检测性能。接下来，将说明效果。根据带式无级变速器机构4的控制装置和控制方法，可获得下述效果。(1)用于带式无级变速器机构4的控制装置，包括用于接收驱动源(发动机1)的输入的主带轮42、向驱动轮6、6提供输出的副带轮43以及围绕主带轮42和副带轮43缠绕的带44，以通过控制主带轮42的主液压和副带轮43的副液压来控制由带所缠绕的带轮的直径的比例确定的变速比，该控制装置还包括带打滑控制装置(图8)，该带打滑控制装置被配置成以使副液压振荡并且监视包括在实际副液压中的振荡分量与包括在实际变速比中的振荡分量之间的相位差θ，从而推算带打滑状态，并且根据该推算控制实际副液压减小，从而确保预定的带打滑状态；以及振荡幅度设置装置(正弦波振荡器93a)，在带打滑控制中振荡副液压的情况下，与变速比为低变速比时相比，当变速比为高变速比时，将振荡幅度的值设置为小。因此，可以提供带式无级变速器机构4的控制装置，其实现能量节省效果的改善 (切合实际的燃料效率的效果)，抑制由带打滑控制造成的车辆振动，并且通过设置与执行带打滑控制情况下的变速比相对应的振荡幅度而确保带打滑状态的检测性能。(2)在带打滑控制中使副液压振荡的情况下，随着变速比从低变速比朝向高变速比变化，该振荡幅度设置装置(正弦波振荡器93a)将副液压的振荡幅度设置为小。因此，可精确地对应于带打滑控制被执行并且被设置为适当振荡幅度的情况下的变速比的变化。
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(3)当基于副液压的振荡的振荡分量包括在实际变速比中的情况下的振荡幅度的极限值和由于变速比处于高变速比一侧上而变小的振荡幅度的极限值的这一组极限值作为下限振荡幅度值特性L时，振荡幅度设置装置(正弦波振荡器93a)将副液压的振荡幅度设置为大于或等于下限振荡幅度值特性L的值。因此，在带打滑控制期间，可以可靠地确保带打滑状态的检测性能并且实现能量节省效果的改善(实际燃料效率的效果)。(4)当由以副液压的振荡为基础的变速比的振荡产生的车辆振动没有对乘客造成影响的振荡幅度的极限值被作为上限振荡幅度MAX时，振荡幅度设置装置(正弦波振荡期 93a)将副液压的振荡幅度设置为小于或等于上限振荡幅度MAX的值。因此，在带打滑控制期间，可防止导致不舒服的感觉的车辆振动，并且确保乘客舒适。(5)该振荡幅度设置装置(正弦波振荡器93a)具有下述特性，即，将振荡幅度许用裕量加入下限振荡幅度值特性L作为上限振荡幅度值特性H，并且将副液压的振荡幅度设置为在由下限振荡幅度值特性L、上限振荡幅度值特性H、最高变速比的线和上限振荡幅度 MAX的线围绕形成的范围内的值中与变速比相对应的值。因此，可实现能量节省效果的改善(切合实际的燃料效率的作用)，确保带打滑状态的检测性能，并且通过设置与执行带打滑控制时的变速比相对应的振荡幅度而防止车辆振动以保持乘客舒适。(6) 一种通过带打滑控制对带式无级变速器机构4进行控制的方法，其中，主带轮 42、副带轮43和带44之间的带打滑状态采用液压进行控制，该方法包括下述步骤，振荡该液压从而根据包括在实际液压中的振荡分量和实际变速比的振荡分量的积分值来控制液压，并且在使该液压振荡的情况下，与变速比为低变速比时相比，当变速比为高变速比时， 将液压的振荡幅度设置为小。因此，所提供带式无级变速器机构4的控制方法可以实现能量节省效果的改善 (实际燃料效率的效果)，抑制由带打滑控制造成的车辆振动，并且通过设置与执行带打滑控制时的变速比相对应的振荡幅度而确保带打滑状态的检测性能。(7)在带打滑控制中，该带打滑状态通过监视由积分值计算得到的相位差进行推算，从而根据该推算控制该液压从而保持预定带打滑状态。因此，可以通过监视与带打滑状态相关联的相位差，通过精确地得知带打滑状态的变化，稳定地在带打滑控制期间保持预定带打滑状态。因此，在稳定地减小带摩擦的带打滑控制下，可以实现能量节省的目标作用(实际燃料效率的效果)。第二实施例第二实施例是制作与变速比相对应的振荡幅度图的实例，并且在带打滑控制期间通过遵循变速比的改变而设置振荡幅度。首先，将说明结构。图20是由根据第二实施例的CVT控制单元8执行的带打滑控制过程的副液压的振荡和校正过程的流程图。图21是在第二实施例中在副液压的振荡过程中设置振荡幅度的情况下所参照的振荡幅度图的实例的示意图。在下文中，将说明图20的每个步骤。步骤 S431至步骤S439其中的每个步骤对应于图8的步骤S331至S339其中的每个步骤，因此对其的说明在此省略。在步骤S440，在换挡控制器中执行计算，读取用于换挡控制的指令变速比，流程前进至步骤S441。在步骤S441，在步骤S440中读取指令变速比之后，根据变速比信息和振荡幅度图 (参见图21)，通过跟随变速比的变化设置振荡幅度，然后，流程前进至步骤S431。这里，在振荡幅度图中，如图21所示，设置两个特性，这两个特性为实线特性和点划线特性，该实线特性(对应于图19中所示的上限振荡幅度值特性H)具有振荡幅度由于变速比处于高变速比一侧而较小的关系，该点划线特性(对应于图19中所示的下限振荡幅度值特性L)具有振荡幅度由于变速比处于高变速比一侧上而小的关系。当带打滑控制开始时，选择实线特性。在步骤S442，在步骤S439中计算指令副液压之后，通过带打滑控制减小副液压的校正，确定振荡副液压的最小压力是否变得小于最低可能压力，在“是”的情况下(实际副液压<最低可能压力)，流程前进至步骤S443，在“否”的情况下(实际副液压>最低可能压力)，流程前进至结束。在步骤S443，在步骤S442中确定实际副液压<最低可能压力之后，确定此刻在振荡幅度图中选择的特性是否为实线特性，在“是”的情况下(实线特性)，流程前进至步骤 S444，在“否”的情况下(点划线特性)，流程前进至结束。在步骤S444，在步骤S443中确定选择实线特性之后，在振荡幅度图中选择的特性被从实线特性改变为点划线特性，流程前进至结束。由于图1至10中除了图8的其他结构与第一实施例中的相同，省略示出和说明。接下来，将说明各个功能。在第二实施例中，形成根据变速比的振荡幅度图(图21)，并且在带打滑控制期间，参照振荡幅度图设置振荡幅度。在下文中，根据图20和21，将说明带打滑控制期间的振荡幅度的设置功能。[带打滑控制期间的增加振荡幅度的设置功能]在带打滑控制开始时，以及当相位差θ小于预定值1的条件被满足时，在图6中的流程图中，重复从步骤S440 —步骤S441 —步骤S431 —步骤S432 —步骤S433 —步骤 S434 —步骤S435 —步骤S439 —步骤S442 —结束的流程。也就是，增加的振荡幅度通过在带打滑控制开始时指令变速比或者变速之后变化的指令变速比以及在图21中的振荡幅度图的实线特性来设置，每次重复该流程，副液压响应于该校正以-APsec下降。通过重复指令副液压的减小校正，当实际副液压变得小于最低可能压力时，从图 20中的步骤S439开始，流程前进至步骤S442 —步骤S443 —步骤S444 —结束，用于设置振荡幅度的特性从先前的实线特性改变至点划线特性，从下一控制操作开始直到带打滑控制结束，振荡幅度通过此时的指令变速比和图21中的振荡幅度图的点划线特性进行设置。当相位差θ变得等于或大于预定值1时，直到相位差θ变成预定值2，在图20 中的流程图中，流程从步骤S440 —步骤S441 —步骤S431 —步骤S432 —步骤S433 —步骤 S434 —步骤S436 —步骤S437 —步骤S439 —步骤S442至结束进行，并且保持指令副液压。 当相位差θ变得等于或大于预定值2时，在图20中的流程图中，流程从步骤S440 —步骤 S441 —步骤S431 —步骤S432 —步骤S433 —步骤S4!34 —步骤S436 —步骤S438 —步骤S439 —步骤S442至结束进行，副液压响应于该校正以+ AI^sec上升。也就是，在带打滑控制中，打滑率被保持，使得相差θ处于从1或更多至小于预定值2的范围内。如果振荡幅度图中的两个特性其中的任何一个被选定，那么带打滑控制中的振荡幅度通过跟随指令变速比的变化而被设置。因此，当允许带打滑控制的情况下的变速比范围大时，通过在许用范围内跟随指令变速比的变化而设置该振荡幅度，振荡幅度的值变成与指令变速比相对应的适当值，并且与为振荡幅度给定预定不变值的第一实施例相比，可以预期燃料效率的效果的进一步的改善。在带打滑控制中设置振荡幅度时，选定振荡幅度图中的实线特性(图19中所示的上限振荡幅度值特性H)，直到实际副液压从控制开始而落入最低可能压力以下。当实际副液压下降到最低可能压力之下时，选定点划线特性(图19中所示的下限振荡幅度值特性 L)。也就是，在相同的变速比i，如图21所示，当选定上限振荡幅度值特性H时，振荡幅度变成振荡幅度他，当选定下限振荡幅度值特性L时，振荡幅度变成振荡幅度Wl，该振荡幅度 Wl仅比振荡幅度Wh小振荡幅度差Δ W。因此，直到实际副液压从开始控制而下降到最低可能压力以下，相对于从实际变速比抽取振荡分量的最小振荡幅度，通过稍微大的值设置振荡幅度，并且可以在开始控制的范围内可靠地满足用于检测带打滑状态的性能的要求。当实际副液压下降低于最低可能压力时，以从实际变速比抽取振荡分量的最小水平设置振荡幅度，尤其是，可在带打滑控制持续一段长时间的情况下满足改善燃料效率的要求。其他功能与第一实施例中的相同，因此省略对其的说明。接下来，将说明效果。在根据第二实施例的带式无级变速器机构4的控制装置，除了第一实施例的效果 (1)至(7)，可获得下述效果。(8)振荡幅度设置装置(图20)设置具有下述关系的振荡幅度图(图21)，即，振荡幅度随着变速比处于高变速比一侧上而小，在带打滑控制期间，带打滑控制装置(图20) 根据变速比信息和振荡幅度图通过跟随变速比的变化而设置振荡幅度。因此，振荡幅度的值变为与指令变速比相对应的适当值，与第一实施例相比，可改善能量节省的效果(燃料效率)。(9)该振荡幅度设置装置(图20)将振荡幅度图(图21)设置为上限振荡幅度值特性H，其中，幅度许用裕量被加入至下限振荡幅度值特性L，当在液压控制系统中以设置振荡幅度进行振荡的实际副液压下降到最低可能压力之下时，通过在带打滑控制期间执行控制以减小实际副液压，该带打滑控制装置(图20)改变所设置的振荡幅度为小值，作为当时变速比下的下限幅度的极限值。因此，在带打滑控制期间，可以在控制开始的范围内可靠地满足检测带打滑控制状态的性能的要求，并且在控制持续范围内满足用于能量节省的效果的改善的要求(改善燃料效率的要求)。虽然根据本发明的带式无级变速器的控制装置和方法已经通过示例性第一实施例和第二实施例进行说明，但是并不局限于此。应当理解，可以在不脱离由随后的权利要求限定的本发明的范围的情况下进行设计变化或添加。
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第一和第二实施例已经说明下述实例，即，随着变速比朝向高变速比变化，振荡幅度被逐渐地设置为小。但是，在带打滑控制施加所至的低变速比与高变速比之间，振荡幅度也能够以分段的方式设置为小。第一实施例已经说明下述实例，即，由步进电机控制的单压力调节类型的液压回路用于变速器液压控制单元7。但是，也能够使用另一种单压力-调节类型或者双压力-调节类型的变速器液压控制单元。第一实施例已经描述了仅仅使副液压进行振荡的实例。但是，例如，通过直接作用控制系统主液压能够与副液压一起以相同的相位同时地振荡。可选择地，通过对回路压力进行振荡，主液压与副液压一起以相同的相位被振荡。第一实施例已经描述了指令副液压为给定的正确振荡分量的振荡装置的实例。可选择地，电磁阀电流值可以是给定的正确振荡分量。第一实施例已经描述了下述实例，其中，带打滑控制结束时的输入扭矩仅保持预定时间作为返回控制中的扭矩限制控制。但是，例如，作为扭矩限制控制，能够允许最小扭矩上升。第一实施例已经描述了下述实例，为目标主回转速度的变化率设置限制，作为返回控制中的变速比的变化速度的限制控制。但是，作为变速比的变化速度的限制控制，能够对换档时间常数设置限制，带打滑控制结束时的变速比能够仅保持预定时间，并且那些方法也可以被组合使用。第二实施例已经描述了下述实例，将已设置振荡幅度设置为小值，作为当时的变速比中的下限幅度的极限，当在液压控制系统中以所设置的振荡幅度进行振荡的实际副液压下降到最低可能压力之下时，带打滑控制期间通过执行该控制从而减小实际副液压，作为带打滑控制装置。但是，当经传递的扭矩容量下降到最低可能传递扭矩容量之下时，代替液压中的最低可能压力，并且使用通过该带传递的扭矩容量，所设置的振荡幅度能够改变为小值，作为当时的变速比中的下限振荡幅度的极限值。第二实施例已经描述了在改变至小值的情况下以两个阶段改变的实例。但是，变速能够以等于或多于三个步骤的多个步骤而执行，或者无级地执行。第一实施例已经描述了包括带式无级变速器的发动机车辆的应用实例。本发明也可应用至包括带式无级变速器的混合动力车辆，包括带式无级变速器等的电动车辆。简而言之，其可应用至包括执行液压变速器控制的带式无级变速器的任何车辆。附图标记列表1发动机2变矩器3前进/后退驱动切换机构4带式无级变速器机构40变速器输入轴41变速器输出轴42主带轮43副带轮44 带
45主液压腔46副液压腔5最终减速机构6，6驱动轮7变速器液压控制单元70 油泵71调节器阀72回路压力电磁阀73变速器控制阀74减压阀75副液压电磁阀76伺服连杆77变速器指令阀78步进电机8CVT控制单元80主回转传感器81副回转传感器82副液压传感器83油温传感器84抑制开关85制动开关86油门开度传感器87其他传感器和开关88发动机控制单元90基本液压计算器91回路压力控制器92副液压控制器93正弦波振荡腔(振荡设置装置)94副液压腔
权利要求
1.一种用于带式无级变速器的控制装置，包括用于接收来自于驱动源的输入的主带轮，用于向驱动轮提供输出的副带轮，以及围绕所述主带轮和所述副带轮缠绕的带，从而通过控制输入至所述主带轮的主液压和输入至所述副带轮的副液压而控制由缠绕所述带的多个带轮的直径的比确定的变速比，所述装置还包括带打滑控制装置，所述带打滑控制装置被构造成使所述副液压振荡并且监视包括于实际副液压中的振荡分量与包括于实际变速比中的振荡分量之间的相位差，从而推算带打滑状态，并且根据所进行的推算控制所述实际副液压降低，从而保持预定带打滑状态；以及振荡幅度设置装置，所述振荡幅度设置装置被构造成在带打滑控制中使所述副液压振荡的情况下，当变速比为高变速比时，将所述副液压的振荡幅度设置为比变速比为低变速比时的小。
2.根据权利要求1所述的用于带式无级变速器的控制装置，其中所述振荡幅度设置装置被构造成在带打滑控制中使所述副液压振荡的情况下，随着所述变速比从低变速比朝向高变速比变化时，将所述副液压的振荡幅度设置为小。
3.根据权利要求1或2所述的用于带式无级变速器的控制装置，其中所述振荡幅度设置装置被构造成当基于所述副液压振荡的振荡分量为包括在实际变速比中的振荡幅度的极限值，并且随着所述变速比处于高变速比一侧上而变小的振荡幅度的一组极限值被作为下限振荡幅度值特性时，将所述副液压的振荡幅度设置为等于或大于所述下限振荡幅度值特性的值。
4.根据权利要求1至3任一项所述的用于带式无级变速器的控制装置，其中所述振荡幅度设置装置被构造成当由基于所述副液压的振荡的变速比的振荡所产生的车辆振动对乘客没有影响时的振荡幅度的极限值被作为上限振荡幅度时，将所述副液压的振荡幅度设置为小于或等于所述上限振荡幅度值特性的值。
5.根据权利要求3或4所述的用于带式无级变速器的控制装置，其中 所述振荡幅度设置装置将振荡幅度许用裕量被加至所述下限振荡幅度值特性的特征作为上限振荡幅度值特性，并且将所述副液压的振荡幅度设置为在由下限振荡幅度值特性、上限振荡幅度值特性、最高变速比的线和上限振荡幅度的线环绕所成的范围内的值中的与变速比相对应的值。
6.根据权利要求1至5中任一项所述的用于带式无级变速器的控制装置，其中所述振荡幅度设置装置设置具有如下关系的振荡幅度图，其中，振荡幅度随着变速比处于高变速比一侧上而较小，并且所述带打滑控制装置在所述带打滑控制期间，基于变速比信息和振荡幅度图，通过跟随所述变速比的变化来设置所述振荡幅度。
7.根据权利要求6所述的用于带式无级变速器的控制装置，其中所述振荡幅度设置装置将振荡幅度图设置为上限振荡幅度值特性，在该特性下，所述振荡幅度许用裕量加入至下限振荡幅度值特性，并且当在液压控制系统中由所设置的振荡幅度振荡的实际副液压下降到最低可能压力之下时，通过在所述带打滑控制期间执行控制从而减小实际副液压，所述带打滑控制装置将所设置的振荡幅度设置为作为极限值的较小值，该较小值在当时的变速比下的下限振荡幅度值。
8.—种通过带打滑控制对带式无级变速器进行控制的方法，其中，主带轮、副带轮与带之间的带打滑状态采用液压进行控制，所述方法包括下述步骤根据包括在实际液压中的振荡分量和实际变速比的振荡分量的积分值使所述液压进行振荡从而控制所述液压；以及在使所述液压进行振荡的情况下，当所述变速比为高变速比时，与当变速比为低变速比时相比，将所述振荡幅度设置为小。
9.根据权利要求6所述的通过带打滑控制对带式无级变速器进行控制的方法，所述方法包括下述步骤通过监视基于所述积分值计算的相位差来推算所述带打滑状态，并且根据所进行的推算控制所述液压从而保持预定带打滑状态。
全文摘要
公开一种带式无级变速器控制装置和控制方法，其能够总体地改善能量节省效率并通过控制带打滑来控制车辆振动，并且通过根据带打滑控制执行所处的变速器变速比设置振动幅度来确保带打滑的可检测能力。包括主带轮(42)、副带轮(43)和带(44)，该变速器变速通过控制主液压和副液压通过带(44)的带轮卷绕半径的比进行控制。该基于带的无级变速器机构(4)装配有带打滑控制装置，其使副液压振动，通过监视包括在实际副液压中的振动分量与包括在实际变速器变速比中的振动分量之间的相位差θ推算带打滑，并且根据所进行的推算执行控制以减小实际副液压从而保持特定的带打滑，并且具有振动幅度装置(正弦波振动器93a)，当带打滑受到控制并且副液压被振动时，该振动幅度设置装置比基于处于高变速比的副液压的振动幅度与处于低变速比的副液压的振动幅度并且将其减小。
文档编号F16H59/46GK102414484SQ20098015903
公开日2012年4月11日 申请日期2009年4月30日 优先权日2009年4月30日
发明者中村健太, 儿玉仁寿, 吉川泰彰, 土井原克己, 小山惠介, 川口英真, 泽野圣天, 西真宏 申请人:加特可株式会社, 日产自动车株式会社