CN102245942A - 用于车辆动力传动***的控制装置和相应的控制方法 - Google Patents

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Abstract

一种用于车辆动力传动***的控制装置，所述车辆动力传动***包括变矩器(6)，所述变矩器(6)具有泵轮(6p)、涡轮(6t)、可旋转地布置在所述涡轮和所述泵轮之间的定子轮(6s)以及锁止离合器(L/U)，所述控制装置包括容量系数控制单元(126)，所述容量系数控制单元通过控制所述定子轮的旋转来控制所述变矩器的容量系数，并且所述容量系数控制单元基于所述锁止离合器的滑差控制过程中的发热量来增大所述变矩器的所述容量系数。

Description

用于车辆动力传动***的控制装置和相应的控制方法
技术领域
本发明涉及用于车辆动力传动***的控制装置，车辆动力传动***包括具有锁止离合器的变矩器，并且更特别地涉及对于扩大锁止离合器的滑差控制区域的范围的控制。
背景技术
本技术领域公知一种变矩器，所述变矩器具有泵轮、涡轮和可旋转地布置在所述涡轮和所述泵轮之间的定子轮。在所述变矩器中，定子轮经由单向离合器联接至非旋转部件，并且变矩器的容量不可变。通常，期望的是，当变矩器的目的在于提高燃料效率或减少燃料消耗时，变矩器具有作为其流体特性的高容量(容量系数)。然而，借助于上述布置，变矩器的容量是基于泵轮、涡轮和定子轮的形状唯一确定的，并且无论车辆的运转模式如何，变矩器均呈现出相同的流体特性。因此，对于同时提高燃料效率和驱动性能存在限制。
例如，当变矩器的容量系数较高时，泵轮的转速(即，内燃机的转速)和涡轮的转速之间的差较小。因此，如果在车辆以稳定状态运转的同时驾驶员踏下加速踏板以使车辆加速，不提升涡轮的转速直至变速器降档，并且因此，不能够快速地产生驱动力。因此，在采用具有高容量的变矩器的情况下，要求内燃机即使在稳定状态运转的过程中也在高速低负荷区域中运行，以使得当加速踏板被踏下时易于产生所需的转矩。另一方面，当变矩器的容量系数较低时，泵轮的转速和涡轮的转速之间的差较大；因此，改善了对加速踏板踏下的响应。然而，在这种情况下，即使在车辆稳定状态运转的过程中，泵轮的转速(泵速)和涡轮的转速(涡轮转速)之间的差也较大，并且增加了变矩器的内部损耗。
同时，在例如公开号为01-169170的日本专利申请(JP-A-01-169170)中描述的一种可变容量型变矩器在定子轮和非旋转部件之间设置有制动器件，并且所述可变容量型变矩器是可操作的以便通过控制制动器件的制动转矩使其容量可变。使用制动器件控制制动转矩使得可以连续地(无级地)或者以多个级来改变变矩器的转矩比和容量系数，并且可以根据运行状况或运转状况确立最优转矩比和容量系数，因此确保提高车辆的运转性能。
近年来，变矩器包括锁止离合器，所述锁止离合器是可接合的以联接涡轮和泵轮。通过在适当时接合锁止离合器来提高变矩器的动力传动效率。另外，可以实现锁止离合器的滑差控制(挠曲锁止控制)，在所述滑差控制下使得在锁止离合器中发生微小滑动，从而使得锁止离合器能够在较宽的车辆的运转或运行区域中运行。
如果扩大实施上述滑差控制的运转区域，则总体上提高了燃料经济性或效率。然而，例如如果在传输到锁止离合器的输入转矩较大的运转区域中实施滑差控制，则由锁止离合器产生的热量增加，导致锁止离合器的耐久性降低的问题。考虑到这个问题，可以提出通过减少滑差控制的滑动量(涡轮和泵轮之间的转速的差)来抑制或防止发热量的增加。然而，如果减少滑动量，则降低由变矩器本身提供的振荡衰减效果，这会导致增大激增噪声。因此，锁止离合器的滑差控制区域的扩大被限制以便防止锁止离合器的发热量增加和耐久性的降低。
发明内容
本发明提供一种用于车辆动力传动***的控制装置，所述车辆动力传动***包括变矩器，所述变矩器具有锁止离合器，更特别地涉及一种能够在抑制锁止离合器的发热量的同时扩大锁止离合器的滑差控制区域的控制装置。
本发明的第一方案与用于车辆动力传动***的控制装置有关。所述车辆动力传动***包括变矩器，所述变矩器具有泵轮、涡轮、可旋转地布置在所述涡轮和所述泵轮之间的定子轮和锁止离合器。根据本发明的第一方案的所述控制装置包括容量系数控制单元，所述容量系数控制单元通过控制定子轮的旋转来控制所述变矩器的容量系数。所述容量系数控制单元基于所述锁止离合器的滑差控制过程中的发热量来增大所述变矩器的所述容量系数。
在根据本发明的第一方案的控制装置中，所述容量系数控制单元基于所述锁止离合器的滑差控制过程中的所述发热量来增大所述变矩器的所述容量系数，以便于减小分配到锁止离合器的转矩(即，待由锁止离合器传递的转矩)并且抑制或避免锁止离合器中的发热量的增加。因此，易于在由于锁止离合器中的发热量增加而难以实施滑差控制的运转区域中实现滑差控制。因此，能够扩大实施滑差控制的运转区域，这使得燃料效率得以提高。
如上所述的控制装置可以进一步包括发热量计算单元，所述发热量计算单元计算在锁止离合器的滑差控制过程中的发热量。而且，所述容量系数控制单元可以控制容量系数，以使得由所述发热量计算单元计算出的所述发热量变得等于或小于预定值。
借助于如上所述的控制装置，减少了所述锁止离合器的滑差控制过程中的发热量或者防止所述锁止离合器的滑差控制过程中的发热量增加，并且因此能够扩大滑差控制区域。
所述发热量计算单元可以由驱动源的输入转矩和变矩器的传动转矩计算出待由所述锁止离合器传递的分配转矩，并且所述发热量计算单元可以基于所述分配转矩和所述锁止离合器的滑动量来计算出所述发热量。
借助于如上所述的控制装置，可以继而高精度地计算出锁止离合器的所述发热量。
待由所述锁止离合器传递的分配转矩可以为所述输入转矩和所述传动转矩之间的差。
传动转矩可以基于所述泵轮的转速和容量系数而确定。
滑动量可以基于所述泵轮的转速和所述涡轮的转速之间的差而确定。
所述预定值可以设定为考虑到所述锁止离合器的耐久性而确定的值。
借助于如上所述的控制装置，在避免降低所述锁止离合器的耐久性的同时，可以扩大所述锁止离合器的滑差控制区域。
所述容量系数控制单元可以通过利用电动机控制所述定子轮的旋转来控制所述容量系数，所述电动机可操作地联接至所述定子轮，以使动力能够在所述电动机和所述定子轮之间传递。
借助于如上所述的控制装置，可以通过借助于电动机来控制所述定子轮的转速而按照需要改变容量系数。
容量系数控制单元可以使得所述电动机沿着反向旋转所述定子轮以便增大所述变矩器的所述容量系数。以此方式，可以容易地增大容量系数。
车辆动力传动***可以进一步包括离合器和制动器，所述离合器选择性地联接所述定子轮和所述电动机，并且所述制动器选择性地联接所述定子轮和非旋转部件。所述容量系数控制单元可以基于所述发热量来控制所述离合器和所述制动器。借助于这种布置，当不需要所述电动机控制所述定子轮的旋转时，可以截断所述定子轮和所述电动机之间的动力传动路径(即，所述定子轮和所述电动机可以彼此分开)。而且，所述定子轮可以在适当时联接至所述非旋转部件，以使得所述变矩器以与相关技术的变矩器大致相同的方式运行。例如，在变矩器范围内，抑止定子轮旋转以便放大或增大转矩。另一方面，在联接范围内，制动器件被释放以使定子轮空转，从而避免由于液压油碰撞到定子轮引起的传动效率的降低。
而且，车辆动力传动***可以进一步包括离合器，所述离合器选择性地联接所述电动机和所述变矩器的输出轴。借助于这种布置，当电动机联接至所述变矩器的所述输出轴时，所述电动机能够用作驱动车辆或再生电能的驱动源。
本发明的第二方案与控制车辆动力传动***的方法有关。车辆动力传动***包括变矩器，所述变矩器具有泵轮、涡轮、可旋转地布置在所述涡轮和所述泵轮之间的定子轮和锁止离合器。控制所述车辆动力传动***的所述方法包括：通过控制所述定子轮的旋转来控制所述变矩器的容量系数；以及基于所述锁定离合器的滑差控制过程中的发热量来增大所述变矩器的所述容量系数。
附图说明
本发明的前述和进一步的目的、特征和优点将从下面参考附图对示例实施例的说明中变得显而易见，其中相同的附图标记用于表示相同的元件，并且其中：
图1为示出使用根据本发明的一个实施例的变矩器的车辆驱动***的构造的概略图；
图2A为示出供给到图1的变矩器的电动机的驱动电流和由电动机产生的驱动转矩之间的关系的图；
图2B为示出供给到设置在车辆中的蓄电装置的发电电流与施加到定子轮上的制动转矩之间的关系的图；
图3为示出当在图1中所示的自动变速器中确立各个齿轮位置时各个接合元件(摩擦装置)的运行状态的运行表；
图4为示出设置在车辆中的用于控制图1的发动机、自动变速器和变矩器的控制***的框图；
图5为沿着图1的变矩器中的液压油的流动线分别示出泵轮、涡轮和定子轮的叶片的剖面形状的图；
图6为示出图1的变矩器的特性的图，更具体地示出了在不同的运行模式中转矩比和速度比之间的关系；
图7为示出图1的变矩器的特性的图，更具体地示出了在不同的运行模式中容量系数和速度比之间的关系；
图8为示出用作具有图1的变矩器的车辆的运转控制装置的电子控制单元的控制功能的主要部分的功能框图；
图9为示出在锁止离合器的滑差控制过程中的发热量的分析计算的结果的发热量分布图；
图10为与图7对应的示出相对于速度比的容量系数的图，并且图10示出了当定子轮在反向上旋转时容量系数的增加；
图11为示出当定子轮在反向上旋转时变矩器的效率的图；以及
图12为示出图4的电子控制单元的控制操作的主要部分，即用于减少锁止离合器的滑差控制过程中的发热量的控制操作的流程图。
具体实施方式
将参考附图详细地说明本发明的一个实施例。在图中按照需要简化或改动了如下面描述的实施例的***，并且不一定根据零件之间的尺寸比、形状等精确地描述***的零件或部件。
图1为车辆动力传动***7的概略图，在车辆动力传动***7中使用了根据本发明的一个实施例的变矩器6(可变容量型变矩器)。车辆动力传动***7具有纵向安装的自动变速器8，并且有利地将车辆动力传动***7用在FR型(前置发动机后轮驱动)车辆中。具有动力传动***7的车辆包括发动机9，发动机9作为用于使车辆运转的驱动动力源。内燃机形式的发动机9的输出经由用作液压动力传动装置的变矩器6、自动变速器8、和差动齿轮单元(终级驱动)和未图示的一对车轴传递到左右驱动轮。
变矩器6联接至发动机9的曲轴，并且变矩器6包括：泵轮6p，其由发动机9旋转或驱动以便产生液流，即变矩器6中液压油的流动；涡轮6t，当接收到来自泵轮6p的液流时，涡轮6t旋转；以及定子轮6s，其可旋转地布置在从涡轮6t到泵轮6p的液流的中部。变矩器6是可操作的以便经由液压油(流体)来传递动力。
而且，锁止离合器L/U设置在泵轮6p和涡轮6t之间。锁止离合器L/U由液压控制电路30(后面将说明)控制以便选择性地置于接合状态、滑动状态和释放状态。当锁止离合器L/C置于完全接合状态时，泵轮6p和涡轮6t作为一个单元旋转，即，发动机9的曲轴和自动变速器8的输入轴22彼此直接联接。
车辆动力传动***7进一步包括：电动机10，其用于旋转/驱动变矩器6的定子轮6s；离合器Cs，其设置在电动机10和定子轮6s之间的动力传动路径中，用于选择性地将电动机10连接到定子轮6s以及将电动机10与定子轮6s分开；制动器Bs，其用于选择性地将定子轮6s连接到作为静止部件的变速器箱(将称为“箱”)11以及将定子轮6s与变速器箱11分开；以及离合器Ci，其设置在电动机10和输入轴22之间的动力传动路径中，用于选择性地将电动机10连接到输入轴22以及将电动机10与输入轴22分开。联接至涡轮6t的输入轴22也用作变矩器6的输出轴。
当离合器Cs处于接合状态时，电动机10可以被驱动以控制定子轮6s在作为泵轮6p的旋转方向的正旋转方向上的转速。在这种运行模式中，驱动转矩TD在上述正旋转方向上施加到定子轮6s上。如图2中以示例的方式示出，驱动转矩TD与供给到电动机10的驱动电流ID的大小成比例，所述驱动电流ID用于在电子控制单元78(后面将说明)的控制下旋转/驱动电动机10。电动机10还可以被驱动以控制定子6s在负旋转方向上的转速。在这种运行模式中，与供给到电动机10的驱动电流ID的大小成比例的驱动转矩TD沿负旋转方向施加到定子轮6s上。电动机10对应于本发明的电动机。
电动机10还可操作以通过制动(再生制动)来控制定子轮6s在与泵轮6p的旋转方向相反的负旋转方向上的转速。在这种运行模式中，负荷转矩或制动转矩TB在负旋转方向上施加到定子轮6s上。如图2B中以示例的方式示出，制动转矩TB与供给到且蓄存到设置在车辆中的蓄电装置50(图8)的发电电流IG的大小成比例。
当离合器Ci接合时，电动机10可以被驱动以控制输入轴22在作为输入轴22的旋转方向的正旋转方向上的转速。同样，在这种运行模式中，与驱动电流ID的大小成比例的驱动转矩TD沿正旋转方向施加到输入轴22上，其中所述驱动电流ID用于在如图2A所示的电子控制电路的控制下供给到电动机10以用于旋转/驱动。而且，电动机10可操作以通过制动(再生制动)来控制输入轴22的旋转方向。同样，在这种运行模式中，与供给到且蓄存到如图2B中所示的设置在车辆中的蓄电装置50中的发电电流IG的大小成比例的负荷转矩或制动(再生制动)转矩TB施加到输入轴22上。
离合器Cs、Ci和制动器Bs为流体操作型摩擦装置，离合器Cs、Ci和制动器Bs各自包括液压执行器和由摩擦接合或者由供给到液压执行器的液压而被释放的多片离合器或制动器。当制动器Bs完全接合时，定子轮6s固定到箱11上而不能够旋转。当制动器Bs的接合程度或者制动器Bs的接合压力被控制以使得在制动器Bs中发生滑动时，定子轮6s相对于沿正旋转方向旋转的泵轮6p沿与泵轮6p的正旋转方向相反的负旋转方向旋转。在这种运行模式中，随着上述接合压力的增加而增加的负荷转矩或制动转矩TB沿负旋转方向施加到定子6s上。当离合器Cs接合时，由电动机10产生的驱动转矩TD或制动转矩TB实际上被传递到定子轮6s。如果控制离合器Cs的接合程度或离合器Cs的接合压力以使得在离合器Cs中发生滑动，则传递到定子轮6s的驱动转矩TD或制动转矩TB的比例根据接合压力的大小而变化。当离合器Ci接合时，由电动机10产生的驱动转矩TD或制动转矩TB实际上传递到输入轴22。当控制离合器Ci的接合程度或离合器Ci的接合压力以使得在离合器Ci中发生滑动时，传递到输入轴22的驱动转矩TD或制动转矩TB的比例根据接合压力的大小而变化。
容纳在箱11中作为安装在车体上的非旋转部件的自动变速器8具有第一变速器单元14和第二变速器单元20，所述第一变速器单元14主要由双小齿轮型第一行星齿轮组12构成，并且第二变速器单元20主要由单小齿轮型第二行星齿轮组16和双小齿轮型第三行星齿轮组18构成。第一变速器单元14和第二变速器单元20布置在相同或共同的轴线上。在操作时，自动变速器8在改变输入轴22的转速的同时将输入轴22的旋转传递到输出轴24。输入轴22还用作由作为使车辆运转的驱动源的发动机9的动力旋转或驱动的变矩器6的涡轮轴。注意的是，变矩器6和自动变速器8构造为关于它们的轴线大致对称，并且在图1的概略图中未图示变矩器6和自动变速器8的下半部。
第一行星齿轮组12包括：太阳齿轮S1；彼此啮合的多对小齿轮P1；行星齿轮架CA1，其支撑小齿轮P1以使齿轮P1能够绕其自身以及绕齿轮组12的轴线旋转；以及环形齿轮R1，其经由小齿轮P1与太阳齿轮S1接合。第二行星齿轮组16包括：太阳齿轮S2；小齿轮P2；行星齿轮架CA2，其支撑小齿轮P2以使齿轮P2能够绕其自身以及绕齿轮组16的轴线旋转；以及环形齿轮R2，其经由小齿轮P2与太阳齿轮S2接合。第三行星齿轮组18包括：太阳齿轮S3；彼此啮合的多对小齿轮P2和P3；行星齿轮架CA3，其支撑小齿轮P2和P3以使齿轮P2、P3能够绕其自身以及绕齿轮组18的轴线旋转；以及环形齿轮R3，其经由小齿轮P2和P3与太阳齿轮S3接合。
类似于离合器Cs、Ci和制动器Bs，如图1所示的离合器C1-C4和制动器B1、B2为流体操作型摩擦装置，离合器C1-C4和制动器B1、B2各自包括液压执行器和借助于供给到液压执行器的液压而接合或释放的多片离合器或制动器。
第一旋转部件RM1(太阳齿轮S2)经由第一制动器B1选择性地联接至箱11以使得第一旋转部件RM1的旋转停止，并且第一旋转部件RM1经由第三离合器C3选择性地联接至第一行星齿轮组12的作为中间输出部件的环形齿轮R1(即，第二中间输出路径PA2)。第一旋转部件RM1(太阳齿轮S2)也经由第四离合器C4选择性地联接至第一行星齿轮组12的行星齿轮架CA1(即，第一中间输出路径PA1的间接路径PA1b)。
第二旋转部件RM2(行星齿轮架CA2和CA3)经由制动器B2选择性地联接至箱11以使第二旋转部件RM2的旋转停止，并且第二旋转部件RM2经由第二离合器C2选择性地联接至输入轴22(即，第一中间输出路径PA1的直接路径PA1a)。第三旋转部件RM3(环形齿轮R2和R3)与用于输出旋转的输出轴24整体式联接。第四旋转部件RM4(太阳齿轮S3)经由第一离合器C1联接至环形齿轮R1。单向离合器F1与第二制动器B2平行地布置在第二旋转部件RM2和箱11之间，所述单向离合器F2允许第二旋转部件RM2沿正向(即，沿着与输入轴22相同的旋转方向)旋转，同时抑制该部件RM2沿着反向旋转。
图3为示出当在自动变速器8中确立各个齿轮位置时各个接合装置(即，离合器或制动器)的运行状态的表。在图3中，“O”表示接合状态，并且“(O)”表示仅当应用发动机制动器时的接合状态，而空白空间表示释放状态。如图3中所示，接合装置，即上述多个流体操作型摩擦装置(离合器C1至C4和制动器B1、B2)选择性地接合或释放，以使这个实施例的自动变速器8置于包括具有不同速度比(＝自动变速器8的输入轴的转速NIN/自动变速器8的输出轴的转速NOUT)的八个前向驱动齿轮位置的多个齿轮位置中选定的一个上。各个齿轮位置的速度比由第一行星齿轮组12、第二行星齿轮组16和第三行星齿轮组18各自的变速比ρ1、ρ2、ρ3适当地确定或指定。
图4为示出设置在车辆中用于控制例如图1中的发动机9、自动变速器8、和变矩器6(锁止离合器L/U)的控制***的框图。电子控制单元78接收来自发动机转速传感器90的表示发动机转速NE或泵轮6p的转速NP的信号，来自涡轮速度传感器82的表示涡轮6t的转速NT或输入轴速度NIN的信号，以及来自定子速度传感器82的表示定子轮6s的转速NS的信号。电子控制单元78还接收来自进气量传感器84的表示进气量QA的信号、来自进气温度传感器86的表示进气温度TA的信号、来自车速传感器88的表示车速V或输出轴速度NOUT的信号、来自节气门位置传感器90的表示节气门开度θTH的信号，以及来自冷却剂温度传感器92的表示冷却剂温度TW的信号。电子控制单元78进一步接收来自油温传感器94的表示液压控制电路30的液压油温TOIL的信号、来自加速行程传感器96的表示加速踏板98的操作量或行程ACC等的信号、来自脚制动器开关100的表示作为常用制动器的脚制动器(脚踏板)102的操作存在或不存在的信号，以及来自操纵杆位置传感器104的表示对换档杆106操作所到达的操纵杆位置PSH的信号。
电子控制单元78包括所谓的微计算机，所述微计算机具有CPU、RAM、ROM、输入输出接口等。CPU利用RAM的临时存储功能根据预先存储在ROM中的程序来处理上述输入信号并且将输出信号发送到例如液压控制电路30的电子节流阀108、燃料喷射装置110、点火装置112、线性电磁阀等和电动机10。通过输入输出信号处理，电子控制单元78执行例如发动机9的输出控制、通过利用电动机10对输入轴22的驱动/再生控制、自动变速器8的换档控制、变矩器6的定子轮6s的旋转控制以及锁止离合器L/U的锁止控制。电子控制单元78按照需要划分成用于发动机控制的子单元、用于换档控制的子单元等。在这个实施例中，通过控制电子节流阀108、燃料喷射装置110、点火装置112等来实现发动机9的输出控制。
通过控制液压控制电路30来实现自动变速器8的换档控制。例如，自动变速器8要换档到的齿轮位置是基于例如来自预先存储的变速图(变速图)的实际加速踏板行程Acc和车速V而确定的，并且离合器C1-C4和制动器B1、B2的接合状态或释放状态根据图3中所示的操作表而改变，从而确立这样确定的齿轮位置。
通过控制离合器Cs、制动器Bs和电动机10来实现变矩器6的定子轮6s的旋转控制。更具体地，例如，通过根据电子控制单元78的指令适当地调节与从变换器供给到电动机10的驱动电流ID的大小成比例的驱动转矩TD或者适当地调节与由电动机10产生的发电电流IG的大小成比例的制动转矩TB来控制定子轮6s的旋转。
在这个实施例的变矩器6中，在离心力下粘附到外径侧的液压油沿着从变矩器6的剖面看到的图1中的流动线FL循环，以此次序经过泵轮6p、涡轮6t和定子轮6s。如图5中所示，泵轮6p、涡轮6t和定子轮6s中的每一个包括沿周向以给定间隔间隔开的多个叶片。图5示出了沿着变矩器6中的液压油的流动线FL看到的泵轮、涡轮和定子轮中的每一个的叶片的形状。在操作时，通过接收来自泵轮6p的叶片的能量而流动的液压油作用于涡轮6t的叶片上，从而旋转涡轮6t。在转换器区域中，已经过涡轮6d的液压油碰撞到定子轮6s的叶片，以使液压油的流动方向改变，然后液压油循环到泵轮6p中。当液压油碰撞到定子轮6s的叶片并且液压油的方向改变时，在定子轮6s处产生反作用转矩。所述反作用转矩对应于沿着液压油的流动方向的变化量(角度)并且对应于后面将说明的转矩比t的大小。
根据角动量的定义，从各个轮(泵轮6p、涡轮6t和定子轮6s)施加到液压油(流体)上的转矩T[N·m]由下列等式(1)来表示。
T＝(γ/g)×Q×Δ(r×vU)     (1)
在上述等式(1)中，γ为变矩器6中的液压油的比重[kg/m3]，g为重力加速度[m/s2]，Q为液压油的体积流率[m3/s]，并且Δ(r×vU)为在各个轮中液流的出口和入口处液压油的绝对速率的矩r×vU[m2/s]之差。
从上述等式(1)可知，从泵轮6p施加到液压油的转矩T1[N·m]、从涡轮6t施加到液压油的转矩T2[N·m]以及从定子轮6s施加到液压油的转矩T3[N·m]分别由下列等式(2)-(4)表示。在等式(2)-(4)中，TP为泵转矩[N·m]或发动机转矩，并且TT为涡轮转矩[N·m]或输出转矩，而TS为与定子轮6s的反作用转矩的大小相等的定子转矩[N·m]，即，当定子轮6s改变液压油的流动方向时沿着作为泵轮6p的旋转方向的正旋转方向施加到定子轮6s上的转矩。
T1＝TP＝(γ/g)×Q×(VUP×r2-VUS×r1)    (2)
T2＝-TT＝(γ/g)×Q×(VUT×r3-VUP×r2)   (3)
T3＝TS＝(γ/g)×Q×(VUS×r1-VUT×r3)    (4)
在上述等式(2)至(4)中，r1为从旋转轴线，即自动变速器8的输入轴(涡轮轴)22到泵轮6p的液流的出口bp和涡轮6t的液流的入口at的距离[m]，并且r2为从旋转轴线到涡轮6t的液流的出口bt和定子轮6s的液流的入口as的距离[m]，而r3为从旋转轴线到定子轮6s的液流的出口bs和泵轮6p的液流的入口ap的距离。在上述等式(2)至(4)中，VUP为泵轮6p的绝对速率的圆周速率(m/s)，并且VUT为涡轮6t的绝对速率的圆周速率(m/s)，而VUS为定子(轮)6s的绝对速率的圆周速率(m/s)。
由于上述等式(2)至(4)满足T1+T2+T3＝0(零)的关系，泵转矩TP、涡轮转矩TT和定子转矩TS之间的关系由下面的等式(5)表示。也就是，定子转矩TS等于变矩器6中从泵转矩TP到涡轮转矩TT的转矩增加。
TT＝TP+TS  (5)
在这个实施例的变矩器6中，定子轮6s的反作用力由驱动转矩TD或制动转矩转矩TB增大或减小，如上所述通过控制电动机10的旋转来调节驱动转矩TD或制动转矩TB。因此，由涡轮产生的输出转矩相对于在具有固定或恒定容量的变矩器中获得的输出转矩增大或减小。
图6和图7示出了如上所述这个实施例的变矩器6的特性。图6表示相对于涡轮6t的涡轮速度NT[rpm]与泵轮6p的泵速度NP[rpm]的转速比或速度比e(＝NT/NP)的涡轮转矩TT与泵转矩TP的转矩比(转矩放大因子)t(＝TT/TP)，并且图7表示相对于速度比e(＝NT/NP)的容量系数C(＝TP/NP 2)[N·m/rpm2]。
在图6和图7中，当制动转矩TB被控制为给定值或者制动器Bs接合时，定子轮6s固定到箱11上，并且以一定转矩比t来传递转矩，所述一定转矩比t是通过如同具有固定容量的变矩器的设计来确定的，如图6中的实线所示的基线Bt所示。在这种运行模式中，变矩器6的容量系数C存在于由图7中的实线所示的基线BC上。
当在离合器Cs处于接合状态的同时被控制为给定值的驱动转矩TD从电动机10施加到定子轮6s上时，使得定子轮6s和泵轮6p沿相同的方向旋转，定子转矩TS增大，并且以转矩比t传递转矩，所述转矩比t大于在固定容量的变矩器中获得的转矩比，如图6中表示定子正旋转模式的长虚线所示。在这种运行模式中，变矩器6的容量系数C存在于图7中表示定子正旋转模式的长虚线上。通过借助于电动机10进一步增大或减小驱动转矩TP，分别在如图6中的箭头“a”所示的从基线Bt(图6)到等于或大于表示定子正旋转模式的长虚线上的点的点的范围内以及在如图7中的箭头“d”所示的从基线BC(图7)到等于或小于表示定子正旋转模式的长虚线上的点的点的范围内甚至相对于相同的速度比e适当地改变转矩比t和容量系数C。
如果离合器Cs和制动器Bs被释放以使得定子转矩TS等于零，则转矩不增大而是以转矩比t＝1被传递，如图6中表示定子自由运行模式的长短交替虚线所示。结果，变矩器6如同流体联轴器一样运行。在这种运行模式中，变矩器6的容量系数C存在于图7中表示定子自由运行模式的长短交替虚线上。
如果在离合器Cs处于接合状态的同时电动机10的制动(再生制动)转矩TB被控制为给定值或者制动器Bs的接合压力被控制为给定值以使制动器Bs滑动，则与定子轮6s固定的情况相比定子转矩TS减小，并且以比在固定容量的变矩器中获得的转矩比小的转矩比t来传递转矩，如图6中表示定子电动机再生模式的短虚线所示。在这种运行模式中，变矩器6的容量系数C存在于图7中表示定子电动机再生模式的短虚线上。通过进一步增大或减小制动(再生制动)转矩TB或者制动器Bs的接合压力，分别在如图6中的箭头“b”所示的从基线Bt(图6)到表示定子自由模式的长短交替虚线上的点的范围内以及在如图7中的箭头“c”所示的从基线BC(图7)到表示定子自由模式的长短交替虚线上的点的范围内甚至相对于相同的速度比e适当地改变转矩比t和容量系数C。
也就是，这个实施例的电动机10可操作以控制定子轮6s沿着作为泵轮6p的旋转方向的正旋转方向的旋转，从而增大转矩比t且减小容量系数C。而且，这个实施例的电动机10是可操作的以通过电动机10的驱动或制动(再生制动)来控制定子轮6s沿着与泵轮6p的旋转方向相反的负旋转方向的旋转，从而减小转矩比t且增大容量系数C。此外，当滑动时所述实施例的制动器Bs是可操作的以控制定子轮6s沿着与泵轮6p的旋转方向相反的负旋转方向的旋转，从而减小转矩比t且增大容量系数C。
而且，在离合器Ci置于接合状态的同时，通过离合器Ci和电动机10来实现输入轴22的驱动/再生控制。更具体地，通过根据电子控制单元78的指令例如适当地控制与从变换器供给到电动机10的驱动电流IP的大小成比例的驱动转矩TP或控制与由电动机10产生的发电电流IG的大小成比例的制动(再生制动)转矩TB来执行输入轴22的驱动/再生控制。
从上面的说明可以理解的是，通过选择性地接合离合器Cs、Ci和制动器Bs，动力传动***7设置为适当地改变其运转车辆的模式。更具体地，当离合器Cs接合时，将动力传动***7置于变矩器6的容量可以控制为可变的模式，并且当离合器Ci接合时将动力传动***7置于能够通过电动机10来控制车辆的驱动或再生制动的模式。而且，当制动器Bs接合并且使得定子轮6s进入停止状态(即，抑止旋转)时，将动力传动***7置于变矩器在容量系数C不变或不可变的情况下运行的模式。
图8为示出由电子控制单元78执行的控制功能的主要部分的功能框图。换档控制单元120用作用于实现自动变速器8的换档的控制器。换档控制单元120基于实际车速V和表示发动机9的所需输出的节气门开度θTH(或者加速踏板行程Acc)由例如预先存储的变速图来确定自动变速器8要换档到的齿轮位置。然后，换档控制单元120向液压控制电路30生成换档指令，从而确立这样确定的齿轮位置。
车辆状况计算单元122基于与输出轴速度NOUT、节气门开度θTH等对应的发动机转速NE(泵速度NP)、涡轮速度NT、定子速度NS、车速V来计算表示诸如发动机转矩TE和变矩器6的速度比e、转矩比t和容量系数C的车辆状况的值。
更具体地，车辆状况计算单元122利用节气门开度θTH作为参数经验性地获得并存储发动机转矩TE和发动机转速NE之间的称为转矩图的关系并基于实际节气门开度θTH和发动机转速NE来计算出实际发动机转矩TE。
车辆状况计算单元122还基于实际涡轮速度NT和实际发动机转速NE由预设关系(e＝NT/NE)计算出变矩器6的实际速度比e。车辆状况计算单元122还由基于泵轮6p、涡轮6t和定子轮6s的叶片的形状、速度比e、定子速度NS等设定的关系(图)并基于实际速度比e(＝NT/NE)和定子速度NS来计算出实际容量系数C。
车辆状况计算单元122还由根据变矩器6的转矩比t、速度比e和容量系数C之间的经验性地获得并存储的关系(图)，并基于计算出的实际速度比e和容量系数C来计算出实际转矩比t。
容量系数控制单元126使得电动机10控制定子轮6s的旋转，即，沿着正向或反向旋转定子轮6s或者(再生地)制动定子轮6s，从而根据车辆的运转状况适当地控制容量系数C。在另一种运行模式中，容量系数控制单元126通过改变制动器Bs的接合压力来控制定子轮6s的旋转，从而根据车辆的运转状况适当地控制容量系数C。
更具体地，例如，当车辆起动或加速时，容量系数控制单元126控制液压控制电路30以接合离合器Cs并使得电动机10沿着与泵轮6p相同的旋转方向旋转定子轮6s。结果，变矩器6的转矩比t增大，并且容量系数C减小。因此，用于起动车辆的转矩或者用于加速车辆的转矩随着转矩比t的增大而增大，并且由于容量系数C减小可以平滑地提升发动机转速。当车辆处于加速定向运转模式(对于提高的动力性能)时，诸如当大幅度地操作加速踏板时，这种控制可有效地执行。特别地，这种控制在要求发动机转速更加平滑地增加的涡轮增压发动机等中可有效地实现。
容量系数控制单元126还可以控制液压控制电路30以接合离合器Cs并使得电动机10由施加到定子轮6s上的转矩而旋转。也就是，当电动机10由定子轮6s从液流接收到的转矩或反作用转矩而沿着与泵轮6p的旋转方向相反的负旋转方向旋转时，容量系数控制单元126控制电动机10所再生或恢复的电能的量。结果，变矩器6的转矩比t减小，并且容量系数C增大。当车辆处于运转模式旨在减少燃料消耗(或较高的燃料效率)时，诸如当小幅度地操作加速踏板时，这种控制可有效地执行。在这种情况下，由于电动机10的再生运行，提高了燃料效率燃料经济性。
容量系数控制单元126还可以控制容量系数C以便将发动机9的运行区域改变到具有优良燃料消耗特性的区域中。更具体地，由于可以通过改变容量系数C来改变由于发动机9上的负荷，容量系数控制单元126控制容量系数C以使发动机9在相对于相同的所需驱动力具有优良燃料消耗特性的运行区域中(例如，在低速高转矩区域中)运行。
容量系数控制单元126还可以通过控制制动器Bs的接合压力来控制容量系数C。例如，容量系数控制单元126在变矩器的范围内将制动器Bs的接合压力增加到使得制动器Bs完全接合的水平，从而停止定子轮6s的旋转。结果，变矩器6的容量系数C被控制在如图7所示的基线BC上。当使得变矩器6进入联接范围时，容量系数控制单元126还可以释放制动器Bs，从而使定子轮6s空转或者自由地转动。而且，当例如在车辆的运转过程中需要减小驱动转矩时，容量系数控制单元16控制制动器Bs的接合压力以使得在制动器Bs中发生滑动，从而增大容量系数C。
锁止控制单元128根据预先存储的锁止接合图而基于车速和加速踏板行程Acc来控制锁止离合器L/U的接合和释放。更具体地，锁止控制单元128接合锁止离合器L/U并且在相对高车速区域中直接联接泵轮6p和涡轮6t，以便于消除变矩器6的滑动损耗(内部损耗)并且提高燃料效率。而且，在相对低中车速区域中，锁止控制单元128执行滑差控制(挠曲锁止控制)，用于在泵轮6p和涡轮6t之间提供一定微小滑动的同时使泵轮6p与涡轮6t接合，从而扩大锁止运行区域并且提高变矩器6的传动效率。在滑差控制开始时，锁止控制单元128计算作为泵速度NP和涡轮速度NT之间的转速差的滑动量(＝NP-NT，或ωP-ωT)，并且控制锁止离合器L/U的接合压力以使滑动量变得等于预设或指定的滑动量。
当执行锁止离合器L/U的滑差控制时，锁止离合器L/U的滑动使得在锁止离合器L/U中产生热。此时产生的热量QCL(cal/mm2·sec)与施加到锁止离合器L/U上的转矩和滑动量成比例地增加。在锁止离合器L/U产生大量热的运转区域中，抑止锁止离合器L/U的滑差控制，以便于避免由于产生热量而使锁止离合器L/U的耐久性下降。
图9为示出在锁止离合器L/U的滑差控制过程中的发热量QCL(cal/mm2·sec)的分析计算的结果的热量分布图。在图9中的分布图中，水平轴表示涡轮速度NT，并且垂直轴表示节气门开度θTH(与发动机转矩TE基本相等)。图9中的热量分布图是通过相对于预设或预定的滑动量计算热量而绘制的。当涡轮6t处于高转速范围内时，变矩器6如同车辆的实际运转一样处于完全锁止区域(即，锁止离合器L/U全面地或完全地接合)，其中滑动量等于零，并且因此热量QCL等于零。如图9中所示，在运行点靠近低速高负荷运转区域(图9中的左上方区域)时，发热量QCL增加。因此，考虑实际运转区域和发热量QCL将滑差控制区域设定为相关技术的设定滑差控制区域，所述滑差控制区域设定为与完全锁止区域紧邻并且由图9中带有实线的阴影区来表示。在所述实施例中，发热量QCL超过2(cal/mm2·sec)的区域视为锁止离合器L/U的耐久性降低的区域。因此，滑差控制区域设定为避免发热量QCL超过2(cal/mm2·sec)的区域。
如果滑差控制区域扩大，则锁止离合器L/U的滑动损耗减小，并且燃料效率提高。然而，如上所述考虑到发热量QCL，对滑差控制区域的扩大存在限制。可以通过减小滑动量以由此防止发热量QCL增加来扩大滑差控制区域。然而，如果滑动量减少，变矩器6不大可能产生其固有的振动衰减效果，导致激增噪声增加的问题。
另一方面，容量系数控制单元126构造为通过基于锁止离合器L/U的滑差控制过程中的发热量QCL来增大变矩器6的容量系数C而减少发热量QCL。因此，即使在发热量QCL如此大以至于在相关技术中不可能实现滑差控制的区域中也能够实现滑差控制。下面将详细地说明这种控制。
往回参考图8，发热量计算单元130由发动机9的发动机转矩TE(输入转矩)和变矩器6的传动转矩初始地计算分配到锁止离合器L/U的分配转矩TCL，该分配转矩将由锁止离合器L/U传递，并且基于分配转矩TCL和锁止离合器L/U的滑动量(＝NP-NT，或ωP-ωT)来计算出发热量QCL。锁止离合器L/U的每单位面积的发热量QCL(cal/mm2·sec)根据下面的等式(6)来计算。
QCL＝(1/ACL)·((ωE-ωT)×(TE-C·NE 2))  (6)
在上面的等式(6)中，ACL表示在锁止离合器L/U的滑差控制过程中锁止离合器L/U的接触面积，并且ωE表示发动机8的角速率(rad/sec)，而ωT表示涡轮6t的角速率(rad/sec)。在上面的等式(6)中，锁止离合器L/U的分配转矩TCL由(TE-CNE 2)表示，并且滑动量由(ωE-ωT)表示。因此，从上面的等式(6)中可以理解，发热量QCL随着转矩TCL和滑动量的增大而增加。发热量计算单元130根据上述等式(6)来计算出发热量QCL。
发热量判定单元132判定由发热量计算单元130计算出的发热量QCL是否等于或小于预先设定的预定值Q1。这里，预定值Q1是考虑到锁止离合器L/U的耐久性而确定的并且通过在锁止离合器L/U上进行的耐久性测试等设定。更具体地，预定值Q1基于例如耐久性测试而设定为可以使用锁止离合器L/U的锁止离合器L/U可用使用时间在此处超过锁止离合器L/U的预设使用寿命。也就是说，如果发热量QCL超过预定值Q1，则锁止离合器L/U的可用使用时间减少为短于使用寿命。
然后，容量系数控制单元126控制容量系数C以使锁止离合器L/U的滑差控制过程中的发热量QCL变得等于或小于预定值Q1。更具体地，如果发热量判定单元132判定出由发热量计算单元130计算出的发热量QCL超过预定值Q1，则容量系数控制单元126执行增大容量系数C的控制。随着容量系数C增大，待由锁止离合器L/U传递的分配转矩TCL根据上面的等式(6)减小，并且因此，发热量QCL减少。
在容量系数C增大的情况下，将离合器Cs置于可以通过电动机10来控制定子轮6s的接合状态下，并且电动机10沿着反向驱动定子轮6s，以使容量系数C增大。还可以通过减小电动机10的制动(再生制动)转矩并且在离合器Cs处于接合状态的同时沿着反向旋转定子轮6s来增大容量系数C。因此，通过使发动机10沿着反向旋转定子轮6s，通过上述方法中的任一种来增大容量系数C。另外，还可以通过在制动器Bs处于接合状态的同时减小制动器Bs的转矩容量并且沿着反向旋转定子轮6s来增大容量系数C。
对应于表示相对于速度比e的容量系数C的图7的图10示出了当定子轮6s沿反向旋转时容量系数C的增大。在图10中，虚线表示其中定子轮6s通过单向离合器联接至静止部件的相关技术的变矩器的容量系数C，并且实线表示当定子轮6s沿反向旋转时这个实施例的变矩器6的容量系数C。如果定子轮6s沿反向旋转，则容量系数C相对于相同的速度比e增大，如图10中的实线箭头所示。容量系数C以及定子轮6s的速度比e和定子速度NS之间的关系通过实验或分析预先获得并且以示例的方式存储为如图10所示的图。发热量计算单元130根据所述图确定容量系数C并且计算发热量QCL。
图11示出了当定子轮6s沿反向旋转时变矩器6的效率。如果定子轮6s沿反向旋转，则如图10所示随着容量系数C增大待由锁止离合器L/U传递的分配转矩TCL减小，而传递到变矩器6的传动转矩相对于转矩TCL增大。因此，由变矩器6的滑动引起的损耗增加，并且变矩器6的效率随着容量系数C的增大而降低。换句话说，如果容量系数C增大，发热量QCL减少，而变矩器6的效率降低。然而，如图11所示，当相同的发动机转矩TE施加到变矩器6上时，如果将在滑差控制下的变矩器6的效率α和当锁止离合器L/U处于非运行(OFF)状态时变矩器6的变矩器效率β彼此进行比较，则由于充分地减小了滑动损耗而提高了滑差控制下变矩器6的效率α。应注意的是，由于在滑差控制过程中泵速度NP和涡轮速度NT之间的相对转速减小，相对于相同的发动机转矩TE，在滑差控制过程中的速度比e(＝NT/NP)比当锁止离合器L/U处于OFF状态时获得的速度比大。
从上述说明可以理解的是，即使在相关技术中发热量QCL超过预定值Q1的区域中，通过增大容量系数C，发热量QCL可以减少为等于或小于预定值Q1。换句话说，随着发热量QCL减少，滑差控制区域可以扩大。例如，通过增大容量系数C以便减少发热量QCL，对应于相关技术中变矩器的预定值Q1的发热量QCL等于2(cal/mm2·sec)的界限(图9中的实线)转换到如图9中所示的由长短交替虚线表示的界限，并且发热量QCL小于2(cal/mm2·sec)的区域扩大。也就是说，发热量QCL小于2(cal/mm2·sec)的区域由图9中的双阴影区扩大或增加。因此，滑差控制区域可以设定为进一步包括图9中以虚线刻画阴影的运转区域。
图12为示出电子控制单元78的控制操作的主要部分，即用于通过减少锁止离合器L/U的滑差控制过程中的发热量QCL来扩大滑差控制区域的控制操作的流程图。以例如几毫秒至几十毫秒的短循环时间或间隔重复地执行控制操作或例程。
最初，在对应于发热量计算单元130的步骤SA1中，计算在锁止离合器L/U的滑差控制过程中的发热量QCL。然后，在对应于发热量判定单元132的步骤SA2中，判定在步骤SA1中计算出的发热量QCL是否等于或小于预先设定的预定值Q。如果在步骤SA2中获得肯定性判定(是)，则判定出不需要减少发热量QCL的控制，并且图12中的例程结束。如果在步骤SA2中获得否定性判定(否)，则在对应于容量系数控制单元126的步骤SA3中增大容量系数C直至发热量QCL变得等于或小于预定值Q1。更具体地，通过例如使得电动机10沿反向旋转定子轮6s来增大容量系数C。然后，控制返回到步骤SA1，并且重复地执行如上所述的控制直至滑差控制结束。以此方式，发热量QCL控制为等于或小于预定值Q1，从而可以扩大滑差控制区域。
如上所述，根据这个实施例，容量系数控制单元126基于锁止离合器L/U的滑差控制过程中的发热量QCL来增大变矩器6的容量系数C，以便减小待由锁止离合器L/U传递的分配转矩TCL并且抑制或避免锁止离合器L/U的发热量QCL的增加。因此，即使在随着锁止离合器L/U的发热量QCL增加在相关技术中不能够实现滑差控制的运转区域中，也能够实现滑差控制。因此，可以扩大实现滑差控制的运转区域，从而确保提高燃料效率。
根据本发明的上述实施例，设置发热量计算单元130用于计算锁止离合器L/U的滑差控制过程中的发热量QCL，并且容量系数控制单元126控制容量系数C以使这样计算出的发热量QCL变得等于或小于预定值Q1。通过这样控制(减少)发热量QCL，可以扩大滑差控制区域。
根据上述实施例，发热量计算单元130由发动机9的输入转矩TE和变矩器6的传动转矩来计算待由锁止离合器L/U传递的分配转矩TCL，并且基于分配转矩TCL和锁止离合器L/U的滑动量来计算发热量QCL。因此，发热量计算单元130能够继而以高精度计算出锁止离合器L/U的发热量QCL。
根据上述实施例，考虑到锁止离合器L/U的耐久性将预定值Q1设定为适当的值。因此，可以在避免锁止离合器L/U的耐久性降低的同时扩大锁止离合器L/U的滑差控制区域。
根据上述实施例，容量系数控制单元126通过借助于电动机10控制定子轮6s的旋转来控制容量系数C，所述电动机10联接至定子轮6以使得能够将动力传递给定子轮6s。通过这种布置，可以通过由电动机10控制转速按照期望改变容量系数C。
尽管上面已经参考附图详细地说明了本发明的一个实施例，可以其它方式应用本发明或者以其它形式来实施本发明。
例如，自动变速器8的构造不限于图示的实施例中的构造，例如，不特别限制行星齿轮组或诸如离合器C1-C4和制动器B1、B2的接合元件(摩擦装置)的数量、齿轮位置的数量以及各个接合元件选择性地联接的行星齿轮组的部件。而且，本发明可应用于例如FF型、4WD型以及其它驱动类型的车辆。本发明还可应用于设置电动机等用于驱动驱动轮的诸如THS的混合动力车辆。自动变速器8不限于具有两个或多个齿轮位置的上述有级变速器，而是可以为连续可变变速器，诸如带轮型连续可变变速器。总之，可以在合理的范围内自由地改变本发明应用的变速器的构造。
尽管在图示的实施例中电动机10和定子轮6s经由离合器Cs彼此直接联接，但容许转矩变换的行星齿轮组也可以置于电动机10和定子轮6s之间。
尽管在图示的实施例中发热量计算单元130根据上述等式(6)继而计算出发热量QCL，但计算单元130也可以基于表示发热量QCL与发动机转速NE、节气门开度θTH、和/或其它参数之间的关系的预设图来计算出发热量QCL。
尽管在图示的实施例中离合器Ci设置为用于选择性地联接电动机10和输入轴22，但不一定要设置有离合器Ci，而是本发明也可以应用于去除离合器Ci的布置中。
尽管在图示的实施例中定子速度传感器83设置为用于检测定子速度NS，但也可以利用例如合并到电动机10中的解算器等来检测定子速度NS。
尽管在图示的实施例中预定值Q1以示例的方式设定为2(cal/mm2·sec)，但该具体数值仅为示例，并且预定值Q1也可以根据例如所使用的锁止离合器的结构而适当地改变。
应当理解的是，所示的实施例仅为本发明的一个实施例，并且可以基于本领域技术人员的知识以各种变型和改进来实施本发明。
尽管已经参考本发明的示例性实施例说明了本发明，应当理解的是，本发明不限于所述的实施例或者构造。相反，本发明旨在覆盖各种改进和等同构造。另外，尽管在各种示例性的组合和构造中示出了公开的发明的各个部件，包括更多、更少或者仅单个部件的其他组合和构造也在所附权利要求的范围内。

Claims (14)

1.一种用于车辆动力传动***的控制装置，所述车辆动力传动***包括变矩器，所述变矩器具有泵轮、涡轮、可旋转地布置在所述涡轮和所述泵轮之间的定子轮以及锁止离合器，所述控制装置包括
容量系数控制单元，其通过控制所述定子轮的旋转来控制所述变矩器的容量系数，其中
所述容量系数控制单元基于所述锁止离合器的滑差控制过程中的发热量来增大所述变矩器的所述容量系数。
2.根据权利要求1所述的控制装置，进一步包括发热量计算单元，所述发热量计算单元计算所述锁止离合器的滑差控制过程中的所述发热量。
3.根据权利要求2所述的控制装置，其中，所述容量系数控制单元控制所述容量系数，以使由所述发热量计算单元计算的所述发热量变得等于或小于预定值。
4.根据权利要求2或3所述的控制装置，其中，所述发热量计算单元从驱动源的输入转矩和所述变矩器的传动转矩来计算待由所述锁止离合器传递的分配转矩，并且基于所述分配转矩和所述锁止离合器的滑动量来计算所述发热量。
5.根据权利要求4所述的控制装置，其中，所述分配转矩为所述输入转矩和所述传动转矩之间的差。
6.根据权利要求4或5所述的控制装置，其中，所述传动转矩是基于所述泵轮的转速和所述容量系数而确定的。
7.根据权利要求4至6中任一项所述的控制装置，其中，所述滑动量是基于所述泵轮的转速和所述涡轮的转速之间的差而确定的。
8.根据权利要求2至7中任一项所述的控制装置，其中，所述预定值设定为考虑到所述锁止离合器的耐久性而确定的值。
9.根据权利要求1至8中任一项所述的控制装置，其中，所述容量系数控制单元通过利用电动机而控制所述定子轮的旋转来控制所述容量系数，所述电动机可操作地连接至所述定子轮，以使动力能够在所述电动机和所述定子轮之间传递。
10.根据权利要求9所述的控制装置，其中，所述容量系数控制单元使所述电动机在反向上旋转所述定子轮，从而增大所述变矩器的所述容量系数。
11.根据权利要求9或10所述的控制装置，其中：
所述车辆动力传动***进一步包括离合器及制动器，所述离合器选择性地连接所述定子轮和所述电动机，所述制动器选择性地连接所述定子轮和非旋转部件；并且
所述容量系数控制单元基于所述发热量来控制所述离合器和所述制动器。
12.根据权利要求9或10所述的控制装置，其中：
所述车辆动力传动***进一步包括离合器，所述离合器选择性地联接所述电动机和所述变矩器的输出轴；并且
所述容量系数控制单元基于所述发热量来控制所述离合器。
13.一种用于车辆动力传动***的控制装置，所述车辆动力传动***包括变矩器，所述变矩器具有泵轮、涡轮、可旋转地布置在所述涡轮和所述泵轮之间的定子轮以及锁止离合器，所述控制装置包括
容量系数控制装置，其通过控制所述定子轮的旋转来控制所述变矩器的容量系数，其中
所述容量系数控制装置基于所述锁止离合器的滑差控制过程中的发热量来增大所述变矩器的所述容量系数。
14.一种控制车辆动力传动***的方法，所述车辆动力传动***包括变矩器，所述变矩器具有泵轮、涡轮、可旋转地布置在所述涡轮和所述泵轮之间的定子轮以及锁止离合器，所述方法包括：
通过控制所述定子轮的旋转来控制所述变矩器的容量系数；以及
基于所述锁止离合器的滑差控制过程中的发热量来增大所述变矩器的所述容量系数。
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