CN1603666A - 用于车辆用可变级自动变速器的换档控制装置 - Google Patents

用于车辆用可变级自动变速器的换档控制装置 Download PDF

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Abstract

本发明涉及一种用于车辆用可变级自动变速器的换档控制装置。换档控制装置用于控制车辆用可变级自动变速器的换档操作，自动变速器具有多个可选择的具有各不相同变速比组的前进档位组，多个可选择的前进档位组中的每一个前进档位组包括至少一个高速档位，每个高速档位的变速比不同于任何其它可选择组的每个高速档位的变速比，该装置包括：驱动力增大确定部，它用于确定是否必须利用设置在任何高速档位的自动变速器增大车辆驱动力；及档位组选择部，它用于当驱动力增大确定部已确定必须利用设置在任何高速档位的自动变速器增大车辆驱动力时，选择多个可选择的前进档位组中的一个包括所述至少一个高速档位的前进档位组，每个高速档位的变速比高于任何其它可选择组的每个高速档位的变速比。

Description

用于车辆用可变级自动变速器的换档控制装置
本发明是基于2003年10月3日提交的日本专利申请No.2003-346269提出的，其全文引用在此作为参照。
技术领域
本发明总体上涉及一种用于车辆用可变级自动变速器的换档(变速)控制装置，所述车辆用可变级自动变速器具有多个可选择的具有各不相同变速比组的前进档位组，更具体地说，本发明涉及与换档控制装置相关的技术，所述换档控制装置用于通过适当地选择所述自动变速器的前进档位组中的一个前进档位组改进车辆的驾驶性能，这能够利用设置在较高速前进档位的自动变速器以充足的驱动力驱动车辆。
背景技术
用于车辆用可变级自动变速器的一种公知换档控制装置易于遭遇用于车辆重复性交替加速和减速的自动变速器的频繁的交替换高档(升档)和换低档(降档)操作，以便于在自动变速器设置在较高速前进档位时例如车辆在上坡路面上行驶时需要较大的车辆驱动力时将车速保持在恒定值下。自动变速器的频繁的交替换高档和换低档操作会使得车辆驾驶员感觉不舒适。在丰田自动车株式会社的服务部门所出版的2000年8月的Toyota“CELSIOR”New Model Instruction Manual(新型使用手册)的2-18和2-19中提出了用于克服这个缺点的车辆用变速器换档控制装置。该换档控制装置被设置成基于行驶速度和节气门的开启角检测车辆的上坡行驶，并且在检测出的车辆上坡行驶期间将自动变速器的换高档操作限制为较高速前进档位，从而在限制自动变速器的频繁换档操作的同时能够以充足的驱动力驱动车辆。
可变级自动变速器仅具有一组前进档位，所述前进档位具有各不相同的变速比，并且上述使用手册中所公开的换档控制装置被设置成在车辆上坡行驶期间将自动变速器的换高档操作限制或约束为最高速前进档位，例如，将其限制或约束为具有0.753的变速比的第五档位。在这种情况中，例如代替第五档位使用具有1.000的变速比的第四档位。由于第五档位和第四档位在变速比上具有相当大的差异，因此就车辆加速和减速特征而论，在车辆上坡行驶期间代替第五档位使用第四档位也会使得车辆驾驶员感到不舒适。而且，将自动变速器的换高档操作限制为最高速档位还具有车辆燃油经济性退化的高风险。
发明内容
考虑到上述背景技术而提出了本发明。因此本发明的目的是提供一种用于车辆用可变级自动变速器的换档控制装置，其中所述自动变速器具有多个可选择的具有各不相同变速比组的前进档位组，所述换档控制装置被设置成适当地选择自动变速器的前进档位组中的一个前进档位组，这能够利用设置在较高速前进档位的自动变速器以充足的驱动力驱动车辆，从而限制自动变速器的频繁换档操作并且在减少车辆燃油经济性退化的同时改进车辆的驾驶性能。
依照本发明的原理可实现上述目的，本发明提供了用于控制车辆用可变级自动变速器的换档操作的换档控制装置，所述自动变速器具有多个可选择的具有各不相同变速比组的前进档位组，所述多个可选择的前进档位组中的每一个前进档位组包括至少一个高速档位，每个高速档位的变速比不同于所述多个可选择组中的任何其它前进档位组的每个高速档位的变速比，所述换档控制装置包括：
驱动力增大确定(判定)部，它用于确定是否必须利用设置在所述至少一个高速档位的一个高速档位的所述自动变速器增大所述车辆的驱动力；以及
档位组选择部，它用于当所述驱动力增大确定部已确定必须利用设置在所述至少一个高速档位中的一个高速档位的所述自动变速器增大所述车辆的所述驱动力时选择所述多个可选择的前进档位组中的一个前进档位组，所述前进档位组包括所述至少一个高速档位，每个高速档位的变速比高于所述多个可选择组中的任何其它前进档位组的每个高速档位的变速比。
如上所述的本发明的换档控制装置被设置成控制自动变速器的换档操作，所述自动变速器具有多个可选择的前进档位组，每个前进档位组包括至少一个高速档位，每个高速档位的变速比不同于所述多个可选择组中的任何其它前进档位组的每个高速档位的变速比。在本发明的换档控制装置中，驱动力增大确定部确定是否必须利用设置在所述至少一个高速档位中的一个高速档位的所述自动变速器增大车辆的驱动力，并且当所述驱动力增大确定部已确定必须增大车辆的驱动力时，所述档位组选择部选择所述多个可选择的前进档位组中的一个前进档位组，所述前进档位组包括所述至少一个高速档位，每个高速档位的变速比高于所述多个可选择组中的任何其它前进档位组的每个高速档位的变速比。因此，可在防止或限制自动变速器的频繁换档操作并且改进车辆的燃油经济性的同时，以充足的驱动力以及高度的加速和减速驾驶性能驱动车辆。
依照本发明换档控制装置的第一优选形式，当车辆处于引起自动变速器的频繁换档操作的状态时，所述驱动力增大确定部确定必须增大车辆的驱动力。
在本发明第一优选形式所涉及的换档控制装置中，当车辆处于引起自动变速器10的频繁换档操作的状态时，例如，当实际上检测出频繁换档操作或预期到在不久的将来会发生频繁换档操作时，所述驱动力增大确定部确定必须增大车辆的驱动力。因此，可在防止或限制变速器的频繁换档操作的同时，以充足的驱动力驱动车辆。
依照本发明换档控制装置的第二优选形式，所述驱动力增大确定部包括用于确定车辆是否正在上坡路面上行驶的上坡路确定部，并且当所述上坡路确定部已确定车辆正在上坡路面上行驶时，所述驱动力增大确定部确定必须增大车辆的驱动力。
在本发明第二优选形式所涉及的换档控制装置中，当所述上坡路确定部已确定车辆正在上坡路面上行驶时，所述驱动力增大确定部确定必须增大车辆的驱动力。因此，可以充足的驱动力在上坡路面上驱动车辆。
依照本发明换档控制装置的第三优选形式，所述驱动力增大确定部包括用于确定车辆的位置并基于所确定的车辆位置确定车辆是否正在上坡路面上行驶或将要在上坡路面上行驶的上坡路确定部，并且当所述上坡路确定部已确定车辆正在上坡路面上行驶或将要在上坡路面上行驶时，所述驱动力增大确定部确定必须增大车辆的驱动力。
在本发明第三优选形式所涉及的换档控制装置中，当所述上坡路确定部已基于由适当获得的车辆位置信息表示的车辆位置确定出车辆正在上坡路面上行驶或将要在上坡路面上行驶时，所述驱动力增大确定部确定必须增大车辆的驱动力。因此，可以充足的驱动力在上坡路面上驱动车辆。
依照本发明换档控制装置的第四优选形式，所述上坡路确定部用于基于检测的车辆行驶速度和检测的车辆加速度值确定车辆是否正在上坡路面上行驶。
在本发明第四优选形式所涉及的换档控制装置中，所述上坡路确定部被设置成基于检测的车辆行驶速度和加速度值作出有关于车辆是否正在上坡路面上行驶的判定。因此，可以充足的驱动力在上坡路面上驱动车辆。
依照本发明换档控制装置的第五优选形式，所述驱动力增大确定部包括用于确定所述车辆是否处于用以追踪(跟踪)在所述车辆前面行驶的前方车辆的追踪控制下的追踪控制确定部，并且当所述追踪控制确定部确定所述车辆处于追踪控制下时，所述驱动力增大确定部确定必须增大车辆的驱动力。
在本发明第五优选形式所涉及的换档控制装置中，当所述追踪控制确定部110(S2)已确定车辆处于追踪控制下以便追踪前方车辆时，所述驱动力增大确定部确定必须增大车辆的驱动力。因此，可在防止或限制变速器的频繁换高档和换低档操作的同时，以充足的驱动力以及高度的加速和减速驾驶性能驱动车辆，从而追踪前方车辆。在传统的追踪控制中，车辆利用自动变速器的交替换低档和换高档操作重复性地并交替性地加速和减速，以便于保持所述车辆与前方车辆之间的预定距离。然而，在本发明换档控制装置中，所述档位组选择部选择所述多个可选择的前进档位组中的提供了更大驱动力的一个前进档位组，从而防止在车辆的追踪控制期间将发生的自动变速器的频繁换档操作。
依照本发明换档控制装置的第六优选形式，所述车辆包括用于检测所述车辆与所述前方车辆之间的距离的车辆间距离传感器，并且所述追踪控制控制车辆的行驶速度使得由所述车辆间距离传感器检测的所述距离保持在一预定值下，以便所述车辆追踪所述前方车辆。
本发明第六优选形式所涉及的换档控制装置，甚至当车辆处于追踪控制下时，也允许在防止或限制变速器的频繁换档操作的同时以充足的驱动力以及高度的加速和减速驾驶性能驱动车辆，在所述追踪控制中，车速被控制以使得由设在车辆上的车辆间距离传感器检测的所述车辆与前方车辆之间的距离保持在一预定值下。
依照本发明换档控制装置的第七优选形式，所述驱动力增大确定部包括用于确定车辆的总重量是否大于一预定阈值的车辆重量确定部，并且当所述车辆重量确定部确定车辆的总重量大于所述预定阈值时，所述驱动力增大确定部确定必须增大车辆的驱动力。
在本发明第七优选形式所涉及的换档控制装置中，当所述车辆重量确定部确定车辆的总重量大于所述预定阈值时，所述驱动力增大确定部确定必须增大车辆的驱动力。因此，甚至当车辆负荷较大时，也可以充足的驱动力驱动车辆。
附图说明
结合以下附图，通过阅读对于本发明优选实施例的详细说明可更好地理解本发明的上述和其它目的、特征、优点以及技术和工业价值，其中：
图1是示出行星齿轮型的车辆用多级自动变速器的基本布置的示意图，所述自动变速器是依照本发明第一实施例构成的；
图2是示出当选择档位的常幅组时图1自动变速器的档位(操作位置)与液压式(液压操作的)摩擦接合装置的操作状态的各个组合之间关系的视图；
图3是示出当选择档位的常幅组时图1自动变速器的操作的共线图；
图4是示出当选择档位的窄幅组时图1自动变速器的档位与液压式摩擦接合装置的操作状态的各个组合之间关系的视图；
图5是示出当选择档位的窄幅组时图1自动变速器的操作的共线图；
图6是与图2相对应的视图，示出当选择档位的常幅组时依照本发明第二实施例构成的行星齿轮型的多级自动变速器的档位与液压式摩擦接合装置的操作状态的各个组合之间关系的视图；
图7是示出当选择档位的常幅组时第二实施例的自动变速器的操作的共线图；
图8是示出当选择档位的宽幅组时第二实施例的自动变速器的档位与液压式摩擦接合装置的操作状态的各个组合之间关系的视图；
图9是示出当选择档位的宽幅组时第二实施例的自动变速器的操作的共线图；
图10是示出输入到用于图1的行星齿轮型的多级自动变速器的电子控制装置中和从所述电子控制装置中输出的框图；
图11是用于解释在图10的电子控制装置的控制下的追踪控制诸如车速的雷达巡航控制的视图，以便于跟踪前方车辆；
图12是示出电子控制装置所使用的用以改变自动变速器的换高档和换低档边界线的图表；
图13A是示出设在车辆上的可手动操作的换挡装置的示例的视图；
图13B是示出可手动操作的换挡装置的另一个示例的视图；
图14是示出第一实施例的自动变速器的常幅和窄幅组的前进档位以及第二实施例的自动变速器的常幅和宽幅组的前进档位的视图，当可手动操作的换档装置被设置在其每个档位时可获得前进档位；
图15是示出图10电子控制装置的主要功能部分的框图；
图16是示出图10电子控制装置所执行的用以选择图1第一实施例的自动变速器的常幅和窄幅组前进档位中的一组前进档位的控制程序的流程图；
图17是示出行星齿轮型的车辆用多级自动变速器的基本布置的示意图，所述自动变速器是依照本发明的第三实施例构成的；
图18是示出当选择档位的第一常幅组时图17的自动变速器的档位与液压式摩擦接合装置的操作状态的各个组合之间关系的视图；
图19是示出当选择图18的档位的常幅组时图17的自动变速器的操作的共线图；
图20是与图18相对应的视图，示出图17自动变速器的档位的第二常幅组；以及
图21是示出当选择图20的档位的第二常幅组时图17的自动变速器的操作的共线图。
具体实施方式
首先参照图1的示意图，其中示出行星齿轮型的机动车用多级自动变速器10形式的可变级自动变速器的基本布置的示意图，所述自动变速器10是依照本发明第一实施例构成的。自动变速器10(下文中将简称其为“变速器10”)具有可选择建立的多个档位，因此变速器10的变速比在级数上是可变的。如图1中所示，变速器10包括以相互同轴的方式设置在连接到车体(车身)的变速器壳体12中的：具有包含于其中的锁止离合器13的液力变矩器14形式的流体操纵动力传输装置、与液力变矩器14相连接的输入轴16、第一变速部36、第二变速部38以及输出齿轮28。第一变速部36主要是由第一行星齿轮组18构成的，而第二变速部38主要是由第二行星齿轮组20、第三行星齿轮组22、第四行星齿轮组24以及第五行星齿轮组25构成的。本发明变速器10被设置成可适当地用于纵向前置发动机后轮驱动车辆(FR车辆)或横向前置发动机前轮驱动车辆(FF车辆)，并且被置于例如发动机8形式的驱动力源与车辆的驱动轮之间，以使得发动机8的输出通过变速器10被传输到驱动轮。在本实施例中，输入轴16和输出齿轮28分别用作变速器10的输入部件和输出部件，而变速器壳体12用作不可转动或静止部件。液力变矩器14可操作地连接于发动机8的曲轴9，以使得发动机8的输出通过液力变矩器14被传输到输入轴16。详细地说，输入轴16与液力变矩器14的涡轮轴形式的转动输出部件相连接，发动机8使得所述涡轮轴转动。因此，涡轮轴还用作变速器10的输入转动部件。输出齿轮28通过差速齿轮装置可操作地连接于右和左驱动轮。由于变速器10关于其轴线是对称构成的，因此在图1的示意图中省略掉了位于轴线下面的变速器10的下半部分。这种省略同样用于稍后将说明的其它实施例所涉及的自动变速器。
第一变速部36的第一行星齿轮组18是双行星齿轮型的行星齿轮装置，它具有第一太阳齿轮S1、相互啮合的多对第一行星齿轮P1、支承第一行星齿轮P1以使得每个第一行星齿轮P1可围绕其轴线转动以及可围绕第一太阳齿轮S1的轴线转动的第一行星架CA1以及通过第一行星齿轮P1与第一太阳齿轮S1相啮合的第一齿圈(环齿轮)R1。第一行星齿轮组18具有例如约0.427的齿数比ρ1。第一变速部36通过第一中间输出路径M1和第二中间输出路径M2形式的两个输出路径将输入轴16形式的输入转动部件的转动传输到第二变速部38，其中第二中间输出路径M2的转速相对于第一中间输出路径M1的转速降低。第一行星架CA1用作第一变速部36的第一中间输出部件，并且与输入轴16以及第一中间输出路径M1相连接。第一太阳齿轮S1被固定于变速器壳体12并且不可转动。第一齿圈R1用作第一变速部36的第二中间输出部件，并且与第二中间输出路径M2相连接。尽管本第一实施例中的第一变速部36被设置成第一中间输出路径M1与输入轴16相连接并且随着输入轴16转动，但是第一中间输出路径M1也可不必与输入轴16相连接。
第二变速部38的第二行星齿轮组20和第四行星齿轮组24是单行星齿轮型的行星齿轮装置，而第二变速部38的第三行星齿轮组22是双行星齿轮型的行星齿轮装置。第二行星齿轮组20具有第二太阳齿轮S2、第二行星齿轮P2、支承第二行星齿轮P2以使得第二行星齿轮P2可围绕其轴线转动以及可围绕第二太阳齿轮S2的轴线转动的第二行星架CA2以及通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2相啮合的第二齿圈R2。第二行星齿轮组20具有例如约0.349的齿数比ρ2。第三行星齿轮组22具有第三太阳齿轮S3、相互啮合的多对第三行星齿轮P3、支承第三行星齿轮P3以使得每个第三行星齿轮P3可围绕其轴线转动以及可围绕第三太阳齿轮S3的轴线转动的第三行星架CA3以及通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3相啮合的第三齿圈R3。第三行星齿轮组22具有例如约0.419的齿数比ρ3。第四行星齿轮组24具有第四太阳齿轮S4、第四行星齿轮P4、支承第四行星齿轮P4以使得第四行星齿轮P4可围绕其轴线转动以及可围绕第四太阳齿轮S4的轴线转动的第四行星架CA4以及通过第四行星齿轮P4与第四太阳齿轮S4相啮合的第四齿圈R4。第四行星齿轮组24具有例如约0.301的齿数比ρ4。第二行星齿轮P2是塔式(台阶式)行星齿轮(stepped pinion)，所述塔式行星齿轮包括与第二太阳齿轮S2以及第二齿圈R2相啮合的小直径齿轮部分和与第五行星齿轮组25的第五齿圈R5相啮合的大直径齿轮部分27。第五行星齿轮组25具有例如约0.262的齿数比ρ5。然而，第二行星齿轮P2可为仅具有用作第五行星齿轮组25的第五行星齿轮P5的齿轮部分27的非塔式行星齿轮。在第二变速部38的该改进布置中，第五行星齿轮组25具有第五太阳齿轮S5、上述第五行星齿轮P5、支承第五行星齿轮P5以使得第五行星齿轮P5可围绕其轴线转动以及可围绕第五太阳齿轮S5的轴线转动的第五行星架CA5以及通过第五行星齿轮P5与第五太阳齿轮S5相啮合的第五齿圈R5。其中第一太阳齿轮S1、第一齿圈R1、第二太阳齿轮S2、第二齿圈R2、第三太阳齿轮S3、第三齿圈R3、第四太阳齿轮S4、第四齿圈R4、第五太阳齿轮S5以及第五齿圈R5的齿数分别由ZS1、ZR1、ZS2、ZR2、ZS3、ZR3、ZS4、ZR4、ZS5和ZR5表示，上述齿数比ρ1、ρ2、ρ3、ρ4和ρ5分别由ZS1/ZR1、ZS2/ZR2、ZS3/ZR3、ZS4/ZR4以及ZS5/ZR5表示。
第二和第三行星齿轮组20、22被设置成第二行星架CA2和第三行星架CA3由单个共用部件构成，并且第二太阳齿轮S2和第三太阳齿轮S3由单个共用部件构成，同时第二行星齿轮P2还用作两个啮合的第三行星齿轮P3中的一个行星齿轮。上述每个单个共用部件都可为两个独立部件。
在第二变速部38中，第四太阳齿轮S4通过第二离合器C2选择性地与第二中间输出路径M2，即，与用作第二中间输出部件的第一齿圈R1相连接，并且由第一制动器B1选择性地固定于用作不可转动或静止部件的变速器壳体12。第二齿圈R2通过第三离合器C3选择性地与第一中间输出路径M1，即，与用作第一中间输出部件的第一行星架CA1相连接，并且由第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。彼此一体连接的第二和第三行星架CA2、CA3由第三制动器B3选择性地固定于变速器壳体12，并且彼此一体连接的第三齿圈R3和第四行星架CA4与输出齿轮28形式的输出转动部件相连接。彼此一体连接的第二和第三太阳齿轮S2、S3以及第四齿圈R4通过第一离合器C1被选择性地连接于用作第二中间输出部件的第一齿圈R1，并且第五齿圈R5通过第四离合器C4被选择性地连接于用作第一中间输出部件的第一行星架CA1。
第一、第二、第三和第四离合器C1-C4与第一、第二和第三制动器B1-B3全部都是广泛用在公知可变级自动变速器中的液压式摩擦接合装置、多片型摩擦接合装置。例如，每个所述离合器都可为具有多个相互重叠并由液压传动装置将其相互压紧的摩擦片的湿型多片离合器，每个所述制动器都可为具有一带或两带的带式制动器，所述每个带都被缠绕在转动鼓的外圆周表面上并在其一端处由液压传动装置拉紧。制动器B1-B3被选择性地接合以便于将相应的转动元件固定于变速器壳体12。
在如上所述构成的变速器10中，如图2中所示，通过从第一到第四离合器C1-C4与第一到第三制动器B1-B3中选择的两个摩擦接合装置的各个组合的同时发生的接合操作建立八个前进档位和一个倒档(Rev)中选定的一个档位。八个前进档位包括第一档位(1st)、第二档位(2nd)、第三档位(3rd)、第四档位(4th)、第五档位(5th)、第六档位(6th)、第七档位(7th)以及第八档位(8th)，这八个前进档位具有依几何级数改变的相应的变速比γ1-γ8。变速比γ等于NIN/NOUT，其中NIN和NOUT分别表示输入轴16和输出齿轮28的转速。
如图2中所示，通过第一离合器C1和第三制动器B3的接合操作建立具有例如约4.169的最高变速比γ1的第一档位(1st)。通过第一离合器C1和第二制动器B2的接合操作建立具有低于第一档位(1st)的变速比的例如约3.067的变速比γ2的第二档位(2nd)。通过第一离合器C1和第一制动器B1的接合操作建立具有低于第二档位(2nd)的变速比的例如约2.271的变速比γ3的第三档位(3rd)。通过第一和第二离合器C1和C2的接合操作建立具有低于第三档位(3rd)的变速比的例如约1.745的变速比γ4的第四档位(4th)。通过第一和第三离合器C1和C3的接合操作建立具有低于第四档位(4th)的变速比的例如约1.321的变速比γ5的第五档位(5th)。通过第三和第四离合器C3和C4的接合操作建立具有低于第五档位(5th)的变速比的例如约1.000的变速比γ6的第六档位(6th)。通过第二和第三离合器C2和C3的接合操作建立具有低于第六档位(6th)的变速比的例如约0.780的变速比γ7的第七档位(7th)。通过第三离合器C3和第一制动器B1的接合操作建立具有低于第七档位(7th)的变速比的例如约0.602的变速比γ8的第八档位(8th)。
通过第二离合器C2和第二制动器B2的接合操作建立具有处于第二-和第三档位的变速比之间的例如约2.644的变速比γR的倒档。图2中所示的第一档位到第八档位(1st-8th)构成具有一组变速比γ1-γ8的前进档位的常幅组。第一到第五行星齿轮组18、20、22、24、25的齿数比ρ1-ρ5被确定得用于建立九个档位(1st-8th以及Rev)的上述变速比γ1-γ8和γR。
在图2的具体示例中，变速器10的常幅组的相邻前进档位的分级比，以及八个前进档位的常幅组的变速比总范围(“总幅、幅度”)是如下确定的。也就是说，作为第一档位的变速比γ1与第二档位的变速比γ2之比的分级比(γ1/γ2)为1.359，作为第二档位的变速比γ2与第三档位的变速比γ3之比的分级比(γ2/γ3)为1.351。作为第三档位的变速比γ3与第四档位的变速比γ4之比的分级比(γ3/γ4)为1.301。作为第四档位的变速比γ4与第五档位的变速比γ5之比的分级比(γ4/γ5)为1.321。作为第五档位的变速比γ5与第六档位的变速比γ6之比的分级比(γ5/γ6)为1.321。作为第六档位的变速比γ6与第七档位的变速比γ7之比的分级比(γ6/γ7)为1.282，作为第七档位的变速比γ7与第八档位的变速比γ8之比的分级比(γ7/γ8)为1.295。因此，变速比γ1-γ8依几何级数改变。如上所述，八个前进档位的常幅组的变速比总范围(或“总幅”＝γ1/γ8＝4.169/0.602)宽至约6.921。
图3的共线图以直线示出当变速器10被设置在其档位中的每一个档位时第一和第二变速部36、38的转动元件的转速之间的关系。图3的共线图是具有水平轴和垂直轴的二维座标系统，其中沿水平轴取得第一到第五行星齿轮组18、20、22、24、25的齿数比ρ1-ρ5，沿垂直轴取得转动元件的相对转速。三条水平直线X1、X2、XZ中最下面的那条，即，水平直线XZ表示“0”的转速，而三条水平直线X1、X2、XZ中最上面的那条，即，水平直线X1表示与变速比1.0相对应的转速，即，第一中间输出路径M1的转速。这两条水平直线X1、XZ之间的中间水平直线X2表示第二中间输出路径M2的转速Nx2，该转速Nx2比第一中间输出路径M1的转速低与第一行星齿轮组18的齿数比ρ1相对应的量。从图3共线图的左端开始数的前三条垂直直线分别与第一变速部36的第一行星齿轮组18的第一太阳齿轮S1、第一齿圈ρ1以及第一行星架CA1相对应，并且这三条垂直直线的相邻垂直直线之间的距离由第一行星齿轮组18的齿数比ρ1确定。上述三条垂直直线右侧上的六条垂直直线Y1-Y6分别对应于第四太阳齿轮S4形式的第一转动元件RE1、第二齿圈R2形式的第二转动元件RE2、相互连接的第二和第三行星架CA2及CA3形式的第三转动元件RE3、相互连接的第三齿圈R3和第四行星架CA4形式的第四转动元件RE4、相互连接的第二和第三太阳齿轮S2、S3及第四齿圈R4形式的第五转动元件RE5以及第五齿圈R5形式的第六转动元件RE6。垂直直线Y6位于垂直直线Y2和垂直直线Y3之间。垂直直线Y1-Y6的相邻垂直直线之间的距离由第二、第三、第四和第五行星齿轮组20、22、24、25的齿数比ρ2-ρ5确定。通常，表示每个太阳齿轮的垂直直线与表示相应行星架的垂直直线之间的距离对应于“1”，而表示每个行星架的垂直直线与表示相应齿圈的垂直直线之间的距离对应于相应的齿数比ρ。在图3的共线图中，垂直直线Y4和Y5之间的距离对应于“1”，而其它相邻垂直直线Y1-Y4、Y6(Y1和Y2；Y2和Y6；Y6和Y3以及Y3和Y4)之间的距离是根据垂直直线Y4和Y5之间的距离以及齿数比ρ2-ρ5确定的。
下面将参照图3的共线图详细地说明本发明变速器10的布置。在第一变速部36中，作为第一行星齿轮组18的三个转动元件的一个转动元件的第一行星架CA1与输入轴16(输入转动部件)及第一中间输出路径M1相连接，并且作为三个转动元件中另一个转动元件的第一太阳齿轮S1以不可转动的方式被固定于变速器壳体12(不可转动部件)，而作为第三个转动元件的第一齿圈R1与第二中间输出路径M2相连接，以使得输入轴16的转动通过第一中间输出路径M1和第二中间输出路径M2被传输到第二变速部38，其中第二中间输出路径M2的转速相对于第一中间输出路径M1的转速降低。在第二变速部38中，第四太阳齿轮S4形式的第一转动元件RE1通过第二离合器C2选择性地连接于第一齿圈R1(第二中间输出路径M2)，并且通过第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12，而第二齿圈R2形式的第二转动元件RE2通过第三离合器C3选择性地连接于第一行星架CA1(第一中间输出路径M1)，并且通过第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。第二和第三行星架CA2及CA3形式的第三转动元件RE3通过第三制动器B3选择性地固定于变速器壳体12，并且第三齿圈R3和第四行星架CA4形式的第四转动元件RE4与输出齿轮28相连接。第二和第三太阳齿轮S2、S3及第四齿圈R4形式的第五转动元件RE5通过第一离合器C1选择性地与第一齿圈R1相连接，并且第五齿圈R5形式的第六转动元件RE6通过第四离合器C4选择性地与第一行星架CA1相连接。
如从图3的共线图中可明白的，通过从第一离合器C1、第二离合器C2、第三离合器C3、第四离合器C4、第一制动器B1、第二制动器B2以及第三制动器B3中选择的两个摩擦接合装置的各个组合的同时发生的接合操作建立变速器10的九个档位(1st到8th及Rev)中选定的一个，以使得从第一到第六转动元件RE1-RE6中选择的相应的转动元件与第一中间输出路径M1相连接，以便于在对应于1.0的变速比的速度下转动，或与第二中间输出路径M2相连接，以便于在速度Nx2下转动，或固定于变速器壳体12并且保持静止。当变速器10被设置在九个档位(1st档位到8th档位，及倒档Rev)中时输出齿轮28的转速沿垂直直线Y4表示。例如，在第一档位中时，第五转动元件RE5通过所接合的第一离合器C1与第二中间输出路径M2相连接，并且在速度Nx2下转动，而第三转动元件RE3通过所接合的第三制动器B3固定于变速器壳体12，并且保持静止。在这种情况中，输出齿轮28的转速由垂直直线Y4与一条倾斜直线之间的交叉点表示，所述倾斜直线连接垂直直线Y4与水平直线X2之间的交叉点(图3中在“1st”处表示)与垂直直线Y3与水平直线XZ之间的交叉点。
如上所述，图2中所示出的第一档位到第八档位(1st到8th)构成前进档位的常幅组，所述常幅组具有变速比组γ1-γ8和较宽的变速比总范围或总幅。在这八个前进档位的变速比中，第七档位和第八档位(7th和8th)的变速比γ7和γ8低于1.0。也就是说，当变速器10被设置在第七档位和第八档位中时输出齿轮28的转速高于输入轴16的转速。该第七档位和第八档位是通过分别接合第三离合器C3以及第二离合器C2与第一制动器B1而建立的。本发明的变速器10具有九个档位的窄幅组，如图4和图5中所示，其中第七档位和第八档位“7th”和“8th是通过取代第三离合器C3分别接合第四离合器C4以及第二离合器C2与第一制动器B1而建立的，以使得第六转动元件RM6与第一中间输出路径M1相连接，以便于在对应于1.0的变速比的速度下转动。通过接合第四离合器C4而建立的图4档位的窄幅组的第七档位和第八档位的变速比高于通过接合第三离合器C3而建立的图2档位的常幅组的变速比，并且是由第六转动元件RM6(齿圈R5)的沿平行于图5共线图的水平轴的方向的位置确定的。也就是说，窄幅组的第七档位和第八档位的变速比是由第五行星齿轮组25的齿数比ρ5确定的。
图4和图5中所示的档位的窄幅组与图2和图3中所示的档位的常幅组的不同之处仅在于要接合以建立第七档位和第八档位的两个摩擦接合装置的组合以及这两个前进档位的变速比。也就是说，具有例如约0.811的变速比γ7的第七档位是通过接合第四离合器C4以及第二离合器C2而建立的，而具有例如约0.648的变速比γ8的第八档位是通过接合第四离合器C4以及第一制动器B1而建立的。由于窄幅组的第七档位和第八档位的变速比γ7和γ8高于常幅组的第七档位和第八档位的变速比γ7和γ8，因此窄幅组的变速比总范围或总幅(＝γ1/γ8＝6.433)比常幅组的变速比总范围或总幅(6.921)窄。因此，设置在窄幅组的第七档位或第八档位中的变速器10比设置在常幅组相应位置中提供了更大的驱动转矩。因此，在车辆以较高速度行驶期间需要较大的车辆驱动力的情况下可有效地使用前进档位的窄幅组的第七档位和第八档位，例如：在上坡路面上高速行驶期间；在车辆快速加速以便于超过所述车辆前面的前方车辆的高速行驶期间；在跟踪控制期间，所述跟踪控制诸如利用车辆加速和减速以便于在保持所述车辆与前方车辆之间的预期距离的同时将车速保持在预定值下的车速的雷达巡航控制；以及车辆在较大负荷的情况下行驶期间(例如，在大量乘客或较大货物负荷的情况下)。因此，变速器具有图2前进档位的常幅组和图4前进档位的窄幅组。
下面将参照图6-9，说明本发明的第二实施例，该实施例为图1-5第一实施例的变速器10的修正。
第二实施例的变速器10不同于第一实施例的变速器10之处仅在于，第五行星齿轮组25具有高于第一实施例中齿数比(0.262)的约0.390的齿数比ρ5。第二实施例的变速器10具有图6中所示的与第一实施例的图2中相同的档位的常幅组。由于第二变速部38的第五行星齿轮组25具有约0.390的齿数比ρ5，因此对应于第六转动元件RE6(第五齿圈R5)的垂直直线Y6位于垂直直线Y1与Y2之间，如图7的共线图中所示的。
第二实施例的变速器10具有九个档位的宽幅组，所述宽幅组包括通过接合第四离合器C4以及第二离合器C2而建立的第七档位，和通过接合第四离合器C4以及第一制动器B1而建立的第八档位，如图8和图9中所示的。图8档位的宽幅组的其它档位是通过与图6的常幅组的摩擦接合装置相同的组合而建立的。如图8中所示，通过第二和第四离合器C2、C4的接合操作而建立的第七档位具有约0.765的变速比，而通过第四离合器C4与第一制动器B1的接合操作而建立的第八档位具有约0.581的变速比。宽幅组的第七档位和第八档位的这些变速比低于图6常幅组的变速比。因此，图8的宽幅组具有比图6常幅组的变速比总范围或总幅(6.921)宽的约7.175(γ1/γ8)的变速比总范围或总幅。在车辆以较高速度稳定行驶或经济行驶的情况下可有效地使用宽幅组的第七档位和第八档位。如图9的共线图中所示，当通过接合第四离合器C4而建立第七档位和第八档位时，第六转动元件RE6与第一中间输出路径M1相连接，如以上参照图5的共线图关于图4的窄幅组所述的。因此，第二实施例被设置成变速器10具有图6前进档位的常幅组和图8前进档位的宽幅组。
如图10的框图中所示，具有如上所述两组档位的自动变速器10由电子控制装置80控制，所述电子控制装置80接收各种输入信号并产生各种输出信号。输入信号包括：表示由加速器传感器检测的加速器踏板的操作量Acc的信号；表示由节气门开度传感器检测的节气门的开启角θTH的信号；表示由输出齿轮速度传感器60(图15)检测的从输出齿轮28的转速NOUT获得的车辆行驶速度V的信号；表示由发动机速度传感器检测的发动机8的工作速度NE的信号；表示发动机8的进气管中的增压器压力Pa的信号；表示由换档位置传感器98(图13A和图15)检测的换档杆92(图13A)的当前选择位置PSH的信号；表示变速器10的工作流体的油温TOIL的信号；表示由车辆间距离传感器62(图11和图15)检测的所述车辆与前方车辆之间的距离的信号；表示由车辆重量传感器64(图11和图15)检测的车辆总重量(表示车辆载客量)的信号；以及表示车辆加速度传感器66(图11和图15)检测的车辆的加速度值的信号。输出信号包括：用于驱动节气门致动器的驱动信号，节气门致动器用于控制节气门以根据加速器踏板的操作量Acc建立其开启角θTH；用于控制液压控制回路88(图15)中所包含的换档阀的螺线管线圈(电磁线圈)以便于使得变速器10换档的信号S1、S2和S3；用于驱动用以控制主压力(管路压力)的线性电磁阀SLT的信号DSLT，主压力用于控制摩擦接合装置的接合和脱离操作；用于驱动用以控制锁止离合器13的接合和脱离操作(滑动量)的线性电磁阀SLU的信号DSLU；用于驱动用以控制设在液压控制回路88中的蓄能器的背压的线性电磁阀SLN的信号DSLN。
电子控制装置80主要由包含中央处理单元(CPU)、只读存储器(ROM)、随机存取存储器(RAM)以及输入/输出接口的微电脑构成。在利用RAM的临时数据储存功能的同时，CPU依照储存在ROM中的控制程序操作，以进行各种控制操作，诸如：用以控制节气门的开启角θTH(％)的节流控制操作；用以在自动换档模式或手动换档模式中使变速器10换档的换档控制操作；用以控制发动机8的输出的发动机输出控制操作；用以控制锁止离合器13的锁止离合器控制操作；用以控制发动机8的增压器压力的增压器压力控制操作；用以控制发动机8的空气/燃料(燃油)比的空气/燃料比控制操作；以及用以控制车速以便于跟踪前方车辆的跟踪控制操作。通过控制例如用以控制节气门开启角的节气门致动器、用以控制喷射到发动机8中的燃料喷射量的燃料喷射阀以及用以控制发动机8的点火时限的点火器进行发动机输出控制操作。
与所谓的“巡航控制”协作进行跟踪控制操作，以便于在车辆的重复性地交替加速和减速的情况下控制车辆的行驶速度，从而使得由图11所示的车辆间距离传感器62检测的所述车辆与前方车辆之间的距离与和车辆行驶速度成比例的预定值相一致，以使得所述车辆跟踪前方车辆。用以检测两辆车辆之间距离的车辆间距离传感器62可使用激光雷达、毫米波或超声波。如图12中通过示例示出的，用以控制变速器10的换档控制操作是通过基于检测的加速器踏板的操作量Acc(％)或节气门开启角θTH(％)以及检测的车速V(km/h)而选择变速器10的一个档位并且依照预定换高档和换低档边界线(共同称之为“换档模式”)而进行的，并且控制液压控制回路88的电磁阀以控制摩擦接合装置C1-C4和B1-B3，以便于以自动换档模式建立变速器10的选定档位，或根据换档杆92的当前选择位置PsH以手动换档模式使变速器10换高档或换低档。在图12的示例中，每个换高档和换低档边界线(用于八个前进档位的第一档位到第五档位)代表节气门开启角θTH(％)与车速V之间的关系。当由当前检测的节气门开启角与车速所限定的点从任意换高档或换低档边界线一侧上的一点处移动到该换高档或换低档边界线另一侧上的一点处时，变速器10被控制得根据本边界线换高档或换低档。
图13A示出可手动操作的变速装置94，所述变速装置94包括上述换档杆92并且被设置成邻近于车辆驾驶员的座位。换档杆92可移动到其档位中的选定一个处，所述档位包括：停车位置P，在该位置中变速器10的输出齿轮28被锁止；倒档位置R，用于沿反向驱动车辆，其中变速器10被设置在倒档(Rev)中；空档位置N，在该位置中变速器10被设置在其空挡状态下，以便于抑制动力从输入轴16传输到输出齿轮28；自动换档位置D，用于沿前进方向驱动车辆，其中变速器10被设置在在自动换档模式中选择的一个前进档位(第一档位“1st”到第八档位“8th”)中；以及手动换档位置M，用于沿前进方向驱动车辆，其中变速器10在手动换档模式中换档。停车位置P和空档位置N是车辆未被驱动的非驱动档位，倒档位置R是用于沿反向驱动车辆的倒档，而自动换档位置D和手动换档位置M是用于沿前进方向驱动车辆的前进档位。如下所述，仅当换档杆92被设置在自动换档位置D中时，第八档位(8th)形式的最高速档位是可选择的。
当换档杆92被设置在手动换档位置M中时，以将说明的以下两种不同方式中的一种方式控制变速器10的手动换档。在第一种方式中，手动换档位置M中可选择的前进档位的数量可根据电力地建立的八个范围D、7、6、5、4、3、2和L中选择的一个范围在八级中改变。图14的图表示出常幅组、窄幅组以及宽幅组的前进档位，所述前进档位在通过操作换档杆92而选择性并且电力地建立的八个范围D-L中都是有效的，如以下将说明的。如上所述，在图1-5的第一实施例的变速器10中选择常幅组和窄幅组中的一个组，同时在图6-9的第二实施例的变速器10中选择常幅组和宽幅组中的一个组。当电力地建立范围D时，常幅组、窄幅组以及宽幅组的选定一个组的所有八个前进档位(第一档位“1st”到第八档位“8th”)都是有效的，并且变速器10可自动地换档到所述八个前进档位中的任意一个前进档位。当建立范围7时，第一档位到第七档位是有效的，因此变速器10可自动地换档到所述七个前进档位中的任意一个前进档位。当建立范围L时，只有第一档位(1st)是有效的，因此变速器10被自动地设置在该第一档位中。因此，通过从D向L改变电力地建立的范围而减少有效的前进档位的数量，因此当有效的前进档位的数量减少时，最高速档位的变速比减小。也就是说，例如，当选定的范围从范围5改变到范围4时，有效的最高速档位从第五档位(5th)到第四档位(4th)改变。在图13A中所示的可手动操作的变速装置94中，换档杆92的手动换档位置M位于与自动换档位置D相同的车辆的纵向位置处，并且与车辆横向方向上的自动换档位置D隔开。通过沿车辆的纵向将换档杆92从手动换档位置M移动到换高档位置“+”或换低档位置“-”，可电力地选择或建立八个范围D-L中的一个范围。换档杆92被适合的偏压装置(诸如弹簧)偏压以便于被正常地控制在手动换档位置M中，因此当车辆驾驶员去除了作用在换档杆92上用以将其控制在换高档位置“+”或换低档位置“-”中的力时，换档杆92自动地从换高档位置“+”或换低档位置“-”返回到手动换档位置M。电力地选择的八个范围D-L中的一个范围根据换档杆92从手动换档位置M移动到换高档位置“+”或换低档位置“-”的连续移动量或换档杆92被保持在换高档位置“+”或换低档位置“-”中的时间长度而改变。当换档杆92移动到手动换档位置M时最初选定的范围可为换档杆92被设置在自动换档位置D中时最后选定的范围，也就是说，刚好在换档杆92从自动换档位置D移动到手动换档位置M之前选定的范围。或者，手动换档位置M中最初选定的范围可为仅次于自动换档位置中最后选定范围的范围，如沿朝向范围L的方向所示的。每次当换档杆92移动到换低档位置“-”时所述范围从最初选定的范围朝向范围L改变一级，并且每次当换档杆92移动到换高档位置“+”时所述范围从最初选定的范围朝向范围D改变一级。
当换档杆92被设置在手动换档位置M中时，在变速器10的换档控制的第二种方式中，通过使得换档杆92从手动换档位置M移动到换高档位置“+”或换低档位置“-”，变速器10从当前选择的前进档位(1st、2nd、3rd、4th、5th、6th、7th或8th)被直接地或手动换高档或换低档。例如，通过使得换档杆92从手动换档位置M移动到换高档位置“+”，变速器10从当前选择的第四档位(4th)被手动换高档到第五档位(5th)，或者通过使得换档杆92从手动换档位置M到换高档位置“+”的移动重复两次，变速器10从当前选择的第四档位(4th)被手动换高档到第六档位(6th)。与上述第一种方式中一样，每次当换档杆92移动到换低档位置“-”时前进档位从最初选定的前进档位朝向第一档位(1st)改变一级，并且每次当换档杆92朝向换高档位置“+”移动时从最初选定的前进档位朝向第八档位(8th)改变一级。最初选定的前进档位可为换档杆92被设置在自动换档位置D中时最后选定的位置，或为仅次于自动换档位置中最后选定位置的位置，如沿朝向第一档位(1st)的方向所示的。
可手动操作的变速装置94装有上述用于检测换档杆92的当前选择位置PSH的换档位置传感器98。表示当前选择位置PSH的该换档位置传感器98的输出信号被提供给电子控制装置80。变速装置94还装有具有正常(NORMAL)驱动(运行)模式位置和动力(POWER)驱动模式位置的驱动模式选择开关96形式的换档模式选择装置。当驱动模式选择开关96被设置在正常驱动模式位置中时，根据适合于车辆正常或普通行驶的正常驱动换档模式，变速器10被自动地换高档和换低档。当驱动模式选择开关96被设置在动力驱动模式位置时，根据适合于车辆运动性或大功率地行驶的动力驱动换档模式，变速器10被自动地换高档和换低档。例如，如图12中所示，正常驱动换档模式包括图12的换高档和换低档边界线，并且动力驱动换档模式包括沿增加车速V(km/h)的方向从图12的边界线处移动的换高档和换低档边界线，因此当节气门具有给定开启角θTH时，与依照图12的正常驱动换档模式的换高档和换低档边界线相比较，依照动力驱动换档模式的换高档和换低档边界线在更高的车速V下发生变速器10的换高档和换低档操作。因此，当驱动模式选择开关96被设置在动力驱动模式位置中时，变速器10在较高车速下被设置在较低速度前进档位，因此当驱动模式选择开关96被设置在动力驱动模式位置中时，可以更高度的驱动性能驱动车辆。驱动模式选择开关96除正常和动力驱动模式位置之外还可具有其它驱动模式位置。例如，驱动模式选择开关96具有经济(ECONOMY)驱动模式位置和雪地(SNOW)驱动模式位置以及正常和动力驱动模式位置。当驱动模式选择开关96被设置在经济驱动模式位置中时，变速器10依照适合于使得车辆以高度燃油经济性经济行驶的经济驱动换档模式被自动地换高档和换低档。当驱动模式选择开关96被设置在雪地驱动模式位置中时，变速器10依照适合于使得车辆在积雪的路面或具有相对于车辆轮胎的较低摩擦系数的任何其它路面上行驶(特别是启动或加速)的雪地驱动换档模式被自动地换高档和换低档。例如，经济驱动换档模式的换高档和换低档边界线沿减小车速V的方向从正常驱动换档模式的边界线处移动，并且雪地驱动换档模式被设计成防止变速器10被设置在第一档位中。也就是说，与依照正常驱动换档模式相比较，依照经济驱动换档模式在更低车速下发生变速器10的换档操作，因此可用较小的驱动力驱动车辆。依照雪地驱动换档模式，没有建立第一档位，并且第二档位为最低档位，因此在变速器10最低档位中有效的车辆驱动力被减小。
图13B示出作为变速装置94的修正的可手动操作的变速装置94b。与图13A的变速装置94相似，该变速装置94b被设置成邻近于车辆驾驶员的座位，并且具有停车位置P、倒档位置R、空档位置N以及自动换档位置D。然而，变速装置94b还具有用于选择相应范围7-L的七个位置7、6、5、4、3、2和L，所述范围7-L相当于在上述第一方式中通过使得图13A的换档杆92从手动换档位置M移动到换高档位置“+”或换低档位置“-”而可选择的范围7-L。因此，换档杆92a的位置P、R、N、D和7-L具有以上所述相对于换档杆92相同的功能。与变速装置94相似，变速装置94b具有与上述驱动模式选择开关96和换档位置传感器98相同功能的驱动模式选择开关96b和换档位置传感器98b。驱动模式选择开关96b可具有手动换档(MANUAL SHIFTING)驱动模式位置以及正常和动力驱动模式位置(或正常、动力、经济和雪地驱动模式位置)。当驱动模式选择开关96b被设置在手动换档驱动模式位置中时，设在车辆方向盘上的手动换档按钮变得有效以便于手动将变速器10换高档或换低档到前进档位的一个选定位置处，正如通过将变速装置94的换档杆92从手动换档位置M移动到换高档位置“+”或换低档位置“-”的变速器10的换档控制的第二种方式一样。在使用设置在手动换档驱动模式位置中的驱动模式选择开关96b的该手动换档中，变速器10在当前建立的范围内被手动换档。例如，当换档杆94b被设置在自动换档位置D中时，变速器10被换档到八个前进档位(1st到8th)中的任意一个前进档位。驱动模式选择开关96b无需具有手动换档驱动模式位置，并且除无需具有手动换档驱动模式位置的驱动模式选择开关96b以外还可提供手动换档选择开关。
接下来参照图15的框图，将说明设置成用于控制变速器10的换档操作的电子控制装置80的主要功能部分。电子控制装置80包括用于通过液压控制回路88控制变速器10的换档控制部100、驱动力增大确定部102、档位组选择部104以及车辆状态(状况)检测部106。车辆状态检测部106被设置成根据各种传感器的输出检测车辆的状态，所述各种传感器诸如发动机速度传感器、涡轮速度传感器、输出齿轮速度传感器60、节气门开口传感器、加速度传感器、驱动模式选择开关96、换档位置传感器98、车辆间距离传感器62、车辆加速度传感器66以及车辆重量传感器68，所述状态诸如发动机8的速度NE、输入轴16的速度NIN(液力变矩器14的涡轮(turbine impeller)的速度NT)、车辆行驶速度V、节气门的开启角θTH、加速器踏板的操作量Acc、车辆的当前选定的驱动模式(正常、动力、经济和雪地驱动模式等)、换档杆92(92a、92b、92c)的当前选择位置PSH、所述车辆与前方车辆之间的距离以及所述车辆加速度值和总重量。车辆状态检测部106还被设置成根据换档位置传感器98的输出检测变速器10在自动换档模式和手动换档模式之间的换档模式改变，所述换档位置传感器98被设置成检测出换档杆92从自动换档位置D移动到手动换档位置M，反之亦然。
换档控制部100被设置成向液压控制回路88提供控制信号SP，以便于控制离合器C1-C4和制动器B1-B3形式的液压式摩擦接合装置的接合和脱离操作，从而依照车辆状态检测部106检测出的换档杆92(92a、92b、92c)的当前选择位置使变速器10换高档和换低档。当设置在自动换档位置D中的换档杆92由车辆状态检测部106检测时，基于检测的节气门的开启角θTH和车速V，并且依照储存在ROM中的预定换高档和换低档边界线，换档控制部100确定从当前选定的档位到档位中的适当一个档位的变速器10的换高档或换低档操作的需要，并且向液压控制回路88提供适当的控制信号SP，以便于控制离合器C1-C4和制动器B1-B3，从而进行变速器10的确定的换高档或换低档操作。换档控制部100的变速器10的该换档控制是根据如下所述的由档位组选择部104选择的前进档位的常幅和窄幅组或前进档位的常幅和宽幅组中的一个进行的。
驱动力增大确定部102包括：上坡路面确定部108、跟踪控制确定部110和车辆重量确定部112，并且被设置成确定在车辆行驶期间是否必须通过设置在第七档位或第八档位中的变速器10增加车辆驱动力。该确定是根据上坡路面确定部108、跟踪控制确定部110和车辆重量确定部112的输出信号进行的。如以下参照图16的流程图所述的，当上坡路面确定部108已确定车辆正在上坡路面上行驶时、当跟踪控制确定部110已确定车辆处于跟踪控制下以跟踪前方车辆时，或当车辆重量确定部112已确定车辆重量高于预定阈值A时，驱动力增大确定部102确定需要增加车辆驱动力。在这一点上，应该注意的是，车辆正在上坡路面上行驶、跟踪控制以及车辆重量高于预定阈值A中的每一个都是指示出变速器10的频繁换高档和换低档操作的车辆状态，所述换高档和换低档操作在每单位时间重复发生得超过了预定次数，以便于通过车辆的重复交替的加速和减速维持车辆行驶速度。也就是说，在上述情况中当必须增加车辆驱动力时通常开始变速器10的频繁换高档和换低档操作。换句话说，驱动力增大确定部102被设置成检测可能导致或具有变速器10的频繁换高档和换低档操作的风险的车辆状态。驱动力增大确定部102确定的变速器10的换高档和换低档操作的预期频率高于阈值的上述车辆状态的上限(例如，上述阈值A)是通过实验方法指定的。
上坡路确定部108被设置成确定车辆正在其上行驶或将要在其上行驶的路面是否为上坡路面。例如，有关于车辆是否正在上坡路面上行驶的确定是基于检测的车辆行驶速度V和加速度值，或根据用于检测作用在车体上的重力的重力传感器的输出作出的，而关于车辆是否将要在上坡路面上行驶的确定是根据表示车辆当前位置的信息作出的，所述信息是从设置成用于确定当前车辆位置的车辆位置确定装置52(图15)中接收的，例如是从设置成用于根据从人造地球卫星中接收的信号检测车辆当前位置的公知的导航系统(全球定位系统)中接收的。上坡路确定部108可被设置成通过确定车辆的行驶阻力是否高于指定上限而作出上述确定。可根据驱动力源的输出转矩(例如，发动机转矩TE)和相当于瞬时行驶速度V的车辆加速度值而计算车辆的行驶阻力。上坡路确定部108的该布置的有利之处在于，为了确定在上坡路面上所需的车辆驱动力还考虑了风力或风速。车辆行驶阻力的上限是在车辆以各种发动机转矩值和风力状态下在各种坡度的上坡路面上行驶的情况下通过所执行的实验方法指定的。当上坡路确定部108确定车辆正在上坡路面上行驶或将要在上坡路面上行驶时，这意味着需要增加车辆驱动力以维持车速，并且因此在这种情况下驱动力增大确定部102确定需要增加车辆驱动力，同时车辆在变速器10设置在较高速度档位中(即，在第七档位(7th)或第八档位(8th)中)的情况下行驶。
跟踪控制确定部110被设置成确定车辆是否处于跟踪控制下，其中车速被控制得用于将车辆行驶速度保持在预定值下，同时保持所述车辆与前方车辆之间的预定距离。例如，该确定是通过在巡航控制开关50(图15)处于接通状态时用激光雷达检测前方车辆的基础上确定是否已开始车速的激光巡航控制而作出的。在这一点上，应该注意的是，跟踪控制包括重复交替的车辆加速和减速以便于保持所述车辆与前方车辆之间的预定距离，因此需要增加变速器10的变速比以助于车辆加速和减速。换句话说，跟踪控制需要增加车辆驱动力。当跟踪控制确定部110确定车辆处于跟踪控制下时，这意味着需要增加车辆驱动力以维持车速，并且因此在这种情况下驱动力增大确定部102确定需要增加车辆驱动力，同时车辆在变速器10设置在第七档位(7th)或第八档位(8th)中的情况下行驶。
车辆重量确定部112被设置成确定车辆的总重量是否大于阈值A。所述总重量包括车辆自身的簧(悬架)上质量、载客量以及载货量。阈值A通过实验方法确定成当车辆的总重量大于阈值A时需要增加车辆驱动力，或阈值A减去车辆的簧上质量等于车辆上的总负荷，这相当于将其确定为上坡路面的路面的坡度。车辆重量确定部112所使用的车辆重量传感器64可为用于检测偏转量或车辆悬架系统部件的任何其它形式的变形的位移传感器。可用高负荷开关替代车辆重量传感器64，当车辆驾驶员认为车辆上的乘客量或载货量大于阈值时，所述高负荷开关可由车辆驾驶员操纵。当高负荷开关处于接通状态时，车辆重量确定部112确定车辆的总重量大于阈值A。当车辆重量确定部112确定车辆的总重量大于阈值A时，这意味着需要增加车辆驱动力以维持车速，并且因此在这种情况下驱动力增大确定部102确定需要增加车辆驱动力，同时车辆在变速器10设置在第七档位(7th)或第八档位(8th)中的情况下行驶。
档位组选择部104被设置成根据驱动力增大确定部102的输出选择变速器10的前进档位的常幅和窄幅组中的一个组，或前进档位的常幅和宽幅组中的一个组。在图2-5第一实施例的变速器10中，当驱动力增大确定部102确定车辆的总重量大于阈值A时，也就是说，当必须增加车辆驱动力时，档位组选择部104选择前进档位的窄幅组。在这一点上，应该注意的是，窄幅组的第七档位和第八档位(7th和8th)比常幅组的第七档位和第八档位(7th和8th)提供了更大的车辆驱动力。在图6-9第二实施例的变速器10中，当驱动力增大确定部102确定车辆的总重量大于阈值A时，档位组选择部104选择前进档位的常幅组。常幅组的第七档位和第八档位比宽幅组的第七档位和第八档位提供了更大的车辆驱动力。因此，当需要增加车辆驱动力时，档位组选择部104选择包括较高速档位(第七档位和第八档位)的这两组中的提供大于另一组的车辆驱动力或其变速比更高的那一组。与常幅组的第七档位和第八档位相比较，窄幅组的第七档位和第八档位不仅具有更高的变速比和提供了更大的车辆驱动力，而且还提供了更大的车辆制动或减速力(发动机制动力)。这样，驱动力增大确定部102还确定是否必须增加车辆减速力。因此，驱动力增大确定部102被认为是用以确定是否必须增加车辆加速力和减速力。档位组选择部104还被设置成在自动换档模式和手动换档模式中选择两组前进档位中的同一个前进档组位，以便于防止由于换档模式的切换而导致的变速器10的变速比的不合需要的改变。例如，在车辆状态检测部106检测出换档模式从自动换档模式到手动换档模式的基础上，操纵档位组选择部104以选择在自动换档模式中最后选择的前进档位组，也就是说，刚好在通过换档杆92从自动换档位置D移动到手动换档位置M而将自动变速器10从自动换档模式改变为手动换档模式的瞬间之前所选择的前进档位组。变速装置94可装有可手动操作的档位组选择开关90，所述档位组选择开关90用于选择前进档位的常幅和窄幅组中的一个组或前进档位的常幅和宽幅组中的一个组。在这种情况下，车辆状态检测部106检测由档位组选择开关90当前选择的前进档位组。
接下来参照图16的流程图，将通过示例说明用以选择图2-5第一实施例的变速器10的前进档位的常幅和窄幅组中的一个组(即，图2和图3的前进档位的常幅组中的一个组和图4和图5的前进档位的窄幅组中的一个组)的电子控制装置80的操作。图16的流程图中所示的控制程序开始于对应于驱动力增大确定部102和上坡路面确定部108的步骤S1，用于确定车辆是否正在上坡路面上行驶或将要在上坡路面上行驶，如上所述。作出该确定以便于确定车辆行驶时是否必须利用设置在第七档位和第八档位中的变速器10增加车辆驱动力。如果在步骤S1得出否定结论(NO)，则控制流程继续进行对应于驱动力增大确定部102和跟踪控制确定部110的步骤S21，以便于确定车辆是否处于跟踪控制下，诸如雷达巡航控制，如上所述。作出该确定以便于确定车辆行驶期间是否必须利用设置在第七档位和第八档位中的变速器10增加车辆驱动力。如果在步骤S2得出否定结论(NO)，则控制流程继续进行对应于驱动力增大确定部102和车辆重量确定部112的步骤S3，以便于确定车辆重量是否大于阈值A。作出该确定以便于确定是否必须利用设置在第七档位和第八档位中的变速器10增加车辆驱动力。如果在步骤S3得出否定结论(NO)，则控制流程继续进行对应于档位组选择部104的步骤S4，以便于选择前进档位的常幅组，如手动换档模式中所使用的组。步骤S4之后是也对应于档位组选择部104的步骤S5，以便于选择前进档位的常幅组，如自动换档模式中所使用的组。
如果在步骤S1、S2和S3的任意一个步骤中得出肯定结论(YES)，则控制流程继续进行也对应于档位组选择部104的步骤S4，以便于选择窄幅组，如自动换档模式中所使用的组。
虽然以上已参照图16的流程图说明了用于选择变速器10的前进档位的常幅和窄幅组的控制程序，但是还执行与图16的控制程序相似的用于选择图6和图7的常幅组和图8和图9的宽幅组中的一个组的控制程序。也就是说，步骤S4和步骤S5被修正以选择前进档位的宽幅组，并且步骤S6和步骤S7被修正以选择前进档位的常幅组。也就是说，在步骤S6和步骤S7中，档位组选择部104被设置成当在步骤S1、S2或S3中驱动力增大确定部102已确定在车辆的行驶期间必须利用设置在第七档位或第八档位形式的较高速档位中的变速器10增加车辆驱动力时，选择两组前进档位中的与另一组前进档位的第七档位和第八档位相比较其第七档位和第八档位具有较高变速比的一组前进档位。
如上所述，当在车辆行驶时必须利用设置在第七档位或第八档位中的变速器10增加车辆驱动力时，选择两组前进档位中其第七档位和第八档位具有较高变速比的一组前进档位。因此，在变速器10被设置在第七档位或第八档位中的情况下车辆行驶期间可以充足的驱动力驱动或加速车辆。当车辆在基本恒定的行驶速度下在稳定状态下行驶时，选择两组前进档位中的其第七档位和第八档位具有较低变速比的一组前进档位，从而提高车辆的燃油经济性，并且减小发动机8的操作噪音。而且在自动和手动换档模式中选择同一组前进档位，以防止换档模式在自动和手动换档模式之间切换时变速器10的变速比的不合需要的改变。
另外，与通过变速器的换低档操作或通过抑制变速器10的换高档操作达到最高速档位并且使用其变速比高于最高速档位的次最高速档位而增加车辆驱动力的自动变速器的传统控制不同，图16的控制程序(步骤S1-S7)不会导致变速器10的频繁换高档和换低档操作并且允许变速器10的变速比的减小的改变量以及车辆驱动性能的减小的改变量。而且，图16的控制程序所涉及的变速器10的变速比的减小的改变量导致车辆的燃油经济性的提高。在车速的传统跟踪控制中，重复车辆的加速和减速以便于保持所述车辆与前方车辆之间的预定距离，以使得变速器换低档以获得充足的车辆加速和减速力，然后当达到车辆之间的预定距离时使得变速器换高档。然而，依照图16的控制程序，趋向于遭受变速器频繁换低档和换高档操作的传统跟踪控制所涉及的变速器的换低档操作被选择与常幅组的第七档位和第八档位相比较其第七档位和第八档位提供了较高车辆驱动力(即，更大的车辆加速和减速力)的前进档位的窄幅组而替代，同时防止变速器10的频繁换低档和换高档操作。而且，选择前进档位的窄幅组而不是抑制换高档操作达到最高速档位导致变速器10的变速比的减小的改变量，这导致车辆的燃油经济性的提高。在车辆10换高档操作到图14(图2)的常幅组的第八档位(8th)被抑制的情况下，变速比将被改变(增加)到从第八档位的0.602到第七档位的0.780的相当大的程度，从而车辆驾驶员将感觉到车辆的加速和减速驾驶性能的出乎意料的较大改变，并且车辆的燃油经济性将恶化。另一方面，依照图16的控制程序，当需要增加车辆驱动力时，取代常幅组选择前进档位的窄幅组，从而变速比从常幅组的第八档位的0.602到窄幅组的第八档位的0.648之间较小量地增加。因此，依照图16的控制程序，有效地减小了变速器10的变速比的改变量和车辆的加速和减速驾驶性能，并且提高了燃油经济性。
在上述本发明的第一和第二实施例中，在车辆行驶时，驱动力增大确定部102(步骤S1-S3)确定是否必须利用设置在第七档位和第八档位中的变速器10增加车辆驱动力，并且档位组选择部104根据驱动力增大确定部102的确定结论选择前进档位的常幅和窄幅组中的一个组，或前进档位的常幅和宽幅组中的一个组，以使得在车辆燃油经济性的改进程度下在变速器10被设置在第七档位和第八档位中的情况下可以充足的驱动力驱动车辆，同时防止或限制变速器10的频繁换高档和换低档操作。
而且，当驱动力增大确定部102(步骤S1-S3)已确定需要增加车辆驱动力时，档位组选择部104(步骤S4-S7)选择两组前进档位中与另一组前进档位相比较其第七档位和第八档位具有更高变速比并且提供了更大驱动力的那一组前进档位。
当车辆处于导致变速器10的频繁换档操作的状态中时，例如，当实际检测到或预测到近期将发生频繁换档操作时，驱动力增大确定部102(步骤S1-S3)确定需要增加车辆驱动力。因此，可以充足的驱动力驱动车辆，同时防止或限制变速器10的频繁换档操作。
另外，当上坡路面确定部108(步骤S1)已确定车辆正在上坡路面上行驶时，驱动力增大确定部102(步骤S1)确定需要增加车辆驱动力。因此，在上坡路面上可以充足的驱动力驱动车辆。
而且，当上坡路面确定部108(步骤S1)根据由适当获得的车辆位置信息表示的车辆位置已确定车辆正在上坡路面上行驶或将要在上坡路面上行驶时，驱动力增大确定部102(步骤S1)确定需要增加车辆驱动力。因此，在上坡路面上可以充足的驱动力驱动车辆。
上坡路面确定部108(步骤S1)可被设置成基于检测的车辆行驶速度和加速度值作出有关于车辆是否正在上坡路面上行驶的确定结论。因此，在上坡路面上可以充足的驱动力驱动车辆。
而且，当追踪控制确定部110(S2)已确定车辆处于追踪控制下以便于追踪前方车辆时，所述驱动力增大确定部102(S2)确定必须增大车辆的驱动力。因此，可在防止或限制变速器的频繁换高档和换低档操作的同时，在充足的驱动力以及高度的加速和减速驾驶性能的情况下驱动车辆，从而追踪前方车辆。在传统的追踪控制中，在自动变速器的交替换低档和换高档操作下，车辆被重复性地并交替性地加速和减速，以便于保持所述车辆与前方车辆之间的预定距离。然而，依照图16的控制程序，在变速器10被设置在第七档位或第八档位的情况下，所述档位组选择部104选择两个前进档位组中提供了更大驱动力的一个前进档位组，从而防止在车辆的追踪控制期间将发生的变速器10的频繁换档操作。
依照所示的实施例中所执行的控制程序，甚至在车辆处于车速被控制成由车辆间距离传感器62检测的所述车辆与前方车辆之间的距离保持在预定值的跟踪控制时，也可以充足的驱动力和高度的车辆加速和减速驾驶性能下驱动车辆，同时防止或限制变速器10的频繁换档操作。
而且，当车辆重量确定部112(S3)已确定车辆总重量高于预定阈值A时，驱动力增大确定部102(S3)确定需要增加车辆驱动力。因此，甚至当车辆负荷较大时也可以充足的驱动力驱动车辆。
另外，根据车辆的特定行驶状态或车辆驾驶员驱动车辆的期望方式选择变速器10的前进档位的常幅和窄幅或宽幅组中适当的一个组。例如，在变速器10被设置在第七档位或第八档位的情况下，当需要或期望以充足的驱动力驱动车辆时，选择前进档位的窄幅组，并且当需要或期望在高度燃油经济性下驱动车辆时，选择前进档位的宽幅组。
在本发明变速器10中，通过改变要接合的两个摩擦接合装置的组合以建立第七档位或第八档位，更精确地说，通过接合第三离合器C3以及第二离合器C2以建立常幅组的第七档位，通过接合第三离合器C3以及第一制动器B1以建立常幅组的第八档位，并且通过接合第四离合器C4以及第二离合器C2以建立窄幅组或宽幅组的第七档位，通过接合第四离合器C4以及第一制动器B1以建立窄幅组或宽幅组的第八档位可容易地获得两组前进档位。
接下来将参照图17-21说明本发明第三实施例所构成的自动变速器。在该实施例中，图1-5的第一实施例中所使用的相同附图标记将用于表示功能相应的部件，并且将不再对其进行说明。
如图17的示意图中所示，第三实施例所涉及的自动变速器60包括具有第一和第二行星齿轮组18、20的第一变速部66和具有第三和第四行星齿轮组22、24的第二变速部68。变速器60具有图18的表和图19的共线图所示的十个档位的第一常幅组。
变速器60的第一变速部66的第一和第二行星齿轮组18、20中的每个行星齿轮是单行星齿轮型的。第一行星齿轮组18具有第一太阳齿轮S1、第一行星齿轮P1、支承第一行星齿轮P1以使得每个第一行星齿轮P1可围绕其轴线转动以及可围绕第一太阳齿轮S1的轴线转动的第一行星架CA1以及通过第一行星齿轮P1与第一太阳齿轮S1相啮合的第一齿圈R1。第一行星齿轮组18具有约0.429的齿数比ρ1。第二行星齿轮组20具有第二太阳齿轮S2、第二行星齿轮P2、支承第二行星齿轮P2以使得第二行星齿轮P2可围绕其轴线转动以及可围绕第二太阳齿轮S2的轴线转动的第二行星架CA2以及通过第二行星齿轮P2与第二太阳齿轮S2相啮合的第二齿圈R2。第二行星齿轮组20具有约0.539的齿数比ρ2。
在第一变速部66中，彼此一体连接的第一齿圈R1和第二太阳齿轮S2通过第一制动器B1被选择性地固定于变速器壳体12形式的不可转动部件，并且第一行星架CA1通过第二制动器B2被选择性地固定于变速器壳体12，同时第二行星架CA2用作与第二中间输出路径M2相连接的第二中间输出部件。彼此一体连接的第一太阳齿轮S1和第二齿圈R2用作所连接的第一中间输出部件，并且与输入轴16以及第一中间输出路径M1相连接。第一变速部66被设置成通过第一中间输出路径M1和第二中间输出路径M2将输入轴16的转动传输到第二变速部68，其中第二中间输出路径M2的转速相对于第一中间输出路径M1的转速降低。尽管该第三实施例中的第一变速部66被设置成第一中间输出路径M1与输入轴16相连接并且随着输入轴16转动，但是第一中间输出路径M1也可不必与输入轴16相连接。
第二变速部68的第三行星齿轮组22是单行星齿轮型的，而第四行星齿轮组24是双行星齿轮型的。第三行星齿轮组22具有第三太阳齿轮S3、第三行星齿轮P3、支承第三行星齿轮P3以使得每个第三行星齿轮P3可围绕其轴线转动以及可围绕第三太阳齿轮S3的轴线转动的第三行星架CA3以及通过第三行星齿轮P3与第三太阳齿轮S3相啮合的第三齿圈R3。第三行星齿轮组22具有例如约0.550的齿数比ρ3。第四行星齿轮组24具有第四太阳齿轮S4、多对第四行星齿轮P4、支承第四行星齿轮P4以使得第四行星齿轮P4可围绕其轴线转动以及可围绕第四太阳齿轮S4的轴线转动的第四行星架CA4以及通过第四行星齿轮P4与第四太阳齿轮S4相啮合的第四齿圈R4。第四行星齿轮组24具有例如约0.497的齿数比ρ4。
第三和第四行星齿轮组22、24被设置成第三行星架CA3和第四行星架CA4由单个共用部件构成，以及使得第三和第四齿圈R3、R4由单个共用部件构成，同时第三行星齿轮P3还用作两个啮合的第四行星齿轮P4中的一个行星齿轮。上述每个单个共用部件都可为两个独立部件。
在第二变速部68中，第三太阳齿轮S3通过第二离合器C2选择性地与第二中间输出路径M2，即，与用作第二中间输出部件的第二行星架CA2相连接，并且由第三制动器B3选择性地固定于变速器壳体12形式的不可转动部件。彼此一体连接的第三和第四行星架CA3、CA4通过第三离合器C3选择性地与第一中间输出路径M1，即，与用作第一中间输出部件的第一太阳齿轮S1和第二齿圈R2相连接，并由第四制动器B4选择性地固定于变速器壳体12。彼此一体连接的第三和第四齿圈R3、R4与输出轴28形式的输出转动部件相连接，并且第四太阳齿轮S4通过第一离合器C1选择性地与用作第二中间输出部件的第二行星架CA2相连接。
第一、第二和第三离合器C1-C3与第一、第二、第三和第四制动器B1-B4全部都是广泛用在公知可变级自动变速器中的液压式摩擦接合装置、多片类型的摩擦接合装置。
在如上所述构成的变速器60中，如图18中所示，通过从第一到第三离合器C1-C3与第一到第四制动器B1-B4中选择的两个或三个摩擦接合装置的各个组合的同时发生的接合操作建立八个前进档位(1st-8th)和两个倒档(R1、R2)中选定的一个档位。这八个前进档位具有依几何级数改变的相应的变速比γ1-γ8。变速比γ等于NIN/NOUT，其中NIN和NOUT分别表示输入轴16和输出轴26的转速。
如图18中所示，通过第一离合器C1和第二及第四制动器B2、B4的接合操作建立具有例如约4.020的最高变速比γ1的第一档位(1st)。通过第一离合器C1和第二及第三制动器B2、B3的接合操作建立具有低于第一档位(1st)的变速比的例如约2.717的变速比γ2的第二档位(2nd)。通过第一和第二离合器C1、C2与第二制动器B2的接合操作建立具有低于第二档位(2nd)的变速比的例如约2.000的变速比γ3的第三档位(3rd)。通过第一和第二离合器C1和C2与第一制动器B1的接合操作建立具有低于第三档位(3rd)的变速比的例如约1.538的变速比γ4的第四档位(4th)。通过第一和第三离合器C1和C3与第一制动器B1的接合操作建立具有低于第四档位(4th)的变速比的例如约1.211的变速比γ5的第五档位(5th)。通过第一、第二和第三离合器C1、C2和C3的接合操作建立具有低于第五档位(5th)的变速比的例如约1.000的变速比γ6的第六档位(6th)。通过第二和第三离合器C2和C3与第二制动器B2的接合操作建立具有低于第六档位(6th)的变速比的例如约0.784的变速比γ7的第七档位(7th-2)。通过第三离合器C3和第三制动器B3的接合操作建立具有低于第七档位(7th)的变速比的例如约0.645的变速比γ8的第八档位(8th)。
通过第二离合器C2和第二以及第四制动器B2、B4的接合操作建立具有处于第一档位和第二档位的变速比之间的例如约3.636的变速比γR1的第一倒档(R1)。通过第二离合器C2和第一以及第四制动器B1、B4的接合操作建立具有低于第一倒档并且几乎等于第二档位的变速比的例如约2.797的变速比γR2的第二倒档(R2)。图18中所示的第一档位到第八档位(1st-8th)构成具有一组变速比γ1-γ8的前进档位的常幅组。第一到第四行星齿轮组18、20、22、24的齿数比ρ1-ρ4被确定得用于建立十个档位(1st-8th、R1和R2)的上述变速比γ1-γ8、γR1和γR2。
在图18的具体示例中，变速器60的第一常幅组的相邻前进档位的分级比，以及八个前进档位的第一常幅组的变速比总范围(“总幅”)是如下确定的。也就是说，作为第一档位的变速比γ1与第二档位的变速比γ2之比的分级比(γ1/γ2)为1.480，作为第二档位的变速比γ2与第三档位的变速比γ3之比的分级比(γ2/γ3)为1.358。作为第三档位的变速比γ3与第四档位的变速比γ4之比的分级比(γ3/γ4)为1.300。作为第四档位的变速比γ4与第五档位的变速比γ5之比的分级比(γ4/γ5)为1.271。作为第五档位的变速比γ5与第六档位的变速比γ6之比的分级比(γ5/γ6)为1.211。作为第六档位的变速比γ6与第七档位的变速比γ7之比的分级比(γ6/γ7)为1.275，作为第七档位的变速比γ7与第八档位的变速比γ8之比的分级比(γ7/γ8)为1.216。因此，变速比γ1-γ8依几何级数改变。八个前进档位的第一常幅组的变速比总范围(或“总幅”＝γ1/γ8＝4.020/0.645)。该范围较宽。
图19的共线图以直线示出当变速器60被设置在其档位中的每一个档位时第一和第二变速部66、68的转动元件的转速之间的关系。图19的共线图是具有水平轴和垂直轴的二维座标系统，其中沿水平轴取得第一到第四行星齿轮组18、20、22、24的齿数比ρ1-ρ4，沿垂直轴取得转动元件的相对转速。四条水平直线X1、X2H、X2L、XZ中最下面的那条，即，水平直线XZ表示“0”的转速，而四条水平直线X1、X2H、X2L、XZ中最上面的那条，即，水平直线X1表示与变速比1.0相对应的转速，即，与输入轴16相连接的第一中间输出路径M1的转速。水平直线X1、XZ之间的两条中间水平直线X2H、X2L分别表示第二中间输出路径M2的转速Nx2H和Nx2L，该转速Nx2H和Nx2L比第一中间输出路径M1的转速低。从图19共线图的左端开始数的前四条垂直直线Y1-Y4与第一变速部66相对应，并且分别对应于相互连接的第一齿圈R1和第二太阳齿轮S2形式的第一转动元件RE1、第一行星架CA1形式的第二转动元件RE2、第二行星架CA2形式的第三转动元件RE3、相互连接的第一太阳齿轮S1和第二齿圈R2形式的第四转动元件RE4。并且这四条垂直直线Y1-Y4的相邻垂直直线之间的距离由第一和第二行星齿轮组18、20的齿数比ρ1和ρ2确定。上述四条垂直直线Y1-Y4右侧上的四条垂直直线Y5-Y8对应于第二变速部68，并且分别对应于第三太阳齿轮S3形式的第五转动元件RE5、相互连接的第三和第四行星架CA3及CA4形式的第六转动元件RE6、相互连接的第三和第四齿圈R3、R4形式的第七转动元件RE7，以及第四太阳齿轮S4形式的第八转动元件RE8。垂直直线Y5-Y8的相邻垂直直线之间的距离由第三和第四行星齿轮组22、24的齿数比ρ3、ρ4确定。
下面将参照图19的共线图详细地说明本发明变速器60的布置。在第一变速部66中，第一转动元件RE1(第一齿圈R1和第二太阳齿轮S2)被第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12，并且第二转动元件RE2(第一行星架CA1)被第二制动器B2选择性地固定于变速器壳体12。第三转动元件RE3(第二行星架CA2)与第二中间输出路径M2相连接，并且第四转动元件RE4(第一太阳齿轮S1和第二齿圈R2)与输入轴16(输入转动部件)及第一中间输出路径M1相连接，以使得输入轴16的转动通过第一中间输出路径M1和第二中间输出路径M2被传输到第二变速部68，其中第二中间输出路径M2的转速相对于第一中间输出路径M1的转速降低。在第二变速部68中，第五转动元件RE5(第三太阳齿轮S3)通过第二离合器C2被选择性地连接于第二行星架CA2(第二中间输出路径M2)，并且被第三制动器B3选择性地固定于变速器壳体12，并且第六转动元件RE6(第三和第四行星架CA3及CA4)通过第三离合器C3被选择性地连接于第一太阳齿轮S1和第二齿圈R2(第一中间输出路径M1)，并且被第四制动器B4选择性地固定于变速器壳体12。第七转动元件RE7(第三和第四齿圈R3、R4)与输出轴26相连接，并且第八转动元件RE8(第四太阳齿轮S4)被第一离合器C1选择性地连接于第二行星架CA2。
如从图19的共线图中可明白的，通过从第一离合器C1、第二离合器C2、第三离合器C3、第一制动器B1、第二制动器B2、第三制动器B3、第四制动器B4中选择的两个和三个摩擦接合装置的各个组合的同时发生的接合操作建立变速器60的十个档位(1st到8th、R1和R2)中选定的一个档位，以使得从第一到第八转动元件RE1-RE8中选择的相应的转动元件与第一中间输出路径M1相连接，以便于在对应于1.0的变速比的速度下转动，或与第二中间输出路径M2相连接，以便于在速度Nx2L或Nx2X下转动，或固定于变速器壳体12并且保持静止。当变速器60被设置在十个档位(1st档位到8th档位，及第一和第二倒档R1、R2)中时输出轴26的转速沿垂直直线Y7表示。例如，在第一档位中，第二转动元件RE2由第二制动器B2固定于变速器壳体12并且保持静止，而第四转动元件RE4与输出轴16和第一中间输出路径M1相连接，以便于在对应于1.0的变速比的速度下转动。在这种情况中，与第二变速部68相连接的第二中间输出路径M2的转速Nx2L(该速度相对于第一中间输出路径M1的速度降低)由垂直直线Y3与一条倾斜直线之间的交叉点表示，所述倾斜直线连接垂直直线Y2与水平直线XZ之间的交叉点与垂直直线Y4与水平直线X1之间的交叉点。第八转动元件RE8通过离合器C1与第二中间输出路径M2(行星架CA2)，以便于在速度Nx2L下转动，并且第六转动元件RE6由第四制动器B4固定于变速器壳体12并且保持静止。输出轴26的转速由垂直直线Y7与一条倾斜直线之间的交叉点表示，所述倾斜直线连接垂直直线Y8和水平直线X2L之间的交叉点与垂直直线Y6和水平直线XZ之间的交叉点。
如上所述，图18中所示出的第一档位到第八档位(1st到8th)构成前进档位的第一常幅组，所述第一常幅组具有变速比组γ1-γ8和较宽的变速比总范围或总幅。该第一常幅组的第七档位(7th-2)是通过接合第二制动器B2以及第二和第三离合器C2、C3而建立的。本发明变速器60还具有七个前进档位(1st到7th-1)的第二常幅组，如图20和21中所示，其中第七档位(7th-1)是通过接合第一制动器B1(取代第二制动器B2)以及第二和第三离合器C2、C3而建立的。作为取代第二制动器B2接合第一制动器B1的结果，第二中间输出路径M2的转速从Nx2L改变为Nx2H。因此，在不改变用作第二变速部68中的第一、第二和第三离合器C1-C3与第三和第四制动器B3、B4的操作状态的情况下，可选择图18的第一常幅组和图20的第二常幅组中的一个组。
在图20的第二常幅组中，这八个前进档位具有与图18的第一常幅组中相同的变速比总范围或总幅(γ1/γ8＝6.231)，但是第七档位(7th-1)具有高于图18的第一常幅组(0.784)的大约为0.831的变速比γ7，并且当例如在车辆以较高速度行驶时需要大车辆驱动力时，或者在上坡路面上高速行驶期间或者在车辆迅速加速以超过前方车辆期间，可有效地使用该第七档位(7th-1)。在该第三实施例中，选择性地使用图18的第一常幅组和图20的第二常幅组。然而，可如此修正第三实施例，即，使得变速器60可换档到图18或20的八个前进档位的任意一个前进档位，或在第八档位的选择被限制时，可换档到图18或20的七个前进档位(1st到7th-2或7th-1)的任意一个前进档位。当只可用图20的七个前进档位时，变速比总范围或总幅(＝γ1/γ7＝4.020/0.831)为4.837，该范围比图18常幅组的七个前进档位(1st到7th-2)的变速比总范围(＝4.020/0.784＝5.127)窄。因此，在第八档位的使用被限制时，与图18的最高速档位(7th-2)相比较，图20的最高速档位(7th-1)在车辆的较高行驶速度下提供了更大的车辆驱动力。在这一点上，图18的七个前进档位(1st到7th-2)可被用作常幅组，而图20的七个前进档位(1st到7th-1)可被用作窄幅组。如从图21的共线图中可明白的，当通过取代第二制动器B2接合第一制动器B1所建立的图20的第二常幅组的第七档位(7th-1)时，第二中间输出路径M2的转速改变为Nx2H，其中输出轴26的转速沿垂直直线Y7表示。因此第三实施例所涉及的变速器60具有通过接合第一制动器B1以及第二和第三离合器C2、C3而建立第七档位(7th-1)的图20的第二常幅组和通过接合第二制动器B2以及第二和第三离合器C2、C3而建立第七档位(7th-2)的图18的第一窄幅组。
虽然上面已说明了本发明的三个实施例，但是本发明还可以其它方式体现。
虽然图16的流程图中所示的包括步骤S1-S7的控制程序被设计成选择变速器10的前进档位的常幅组和窄幅组中的一个组，但是提供了用于选择变速器10的前进档位的常幅组和宽幅组中的一个组以及用于选择变速器60的前进档位的两个常幅组中的一个组和任何其它布置的变速器的两组前进档位中的一个组的相似控制程序。而且，本发明原理所涉及的换档控制装置可用于控制具有三组前进档位(即，常幅组、窄幅组以及宽幅组)的自动变速器，而不是控制常幅组和窄幅组或宽幅组。本质上，提供图16的控制程序或与该控制程序相似的控制程序以便于控制自动变速器，以使得当必须利用设置在至少一个较高速档位中的变速器增加车辆驱动力时选择所述多个具有各不相同变速比组的前进档位组中的一个前进档位组，以使得所选择组为包括其变速比高于其它组的变速比的所述至少一个较高速档位的组。在所示的实施例中，变速器10和60中可选择使用的两组前进档位在所述至少一个较高速档位的变速比方面相互不同，即，在第七档位和第八档位或具有低于1.0(其中输出齿轮28或输出轴26形式的输出转动元件的转速高于输入轴16形式的输入转动元件的转速的前进档位)的变速比的第七档位方面相互不同。然而，在两组或多个组前进档位之间其变速比不同的所述至少一个较高速档位可包括具有低于1.0的变速比的至少一个前进档位。在这种情况下，当依照本发明原理选择两组或多个组前进档位中的一个组时也可在较高驱动力下驱动车辆。
在所示的实施例中的变速器10、60中，包括第一行星齿轮组18或第一和第二行星齿轮组18、20的第一变速部36、66被设置成通过第一中间输出路径M1和第二中间输出路径M2将输入轴16的转动传输到第二变速部38、68，其中第二中间输出路径M2的转速相对于第一中间输出路径M1的转速降低。在变速器为具有两个平行轴和两组反转齿轮的平行双轴类型的情况下，第一变速部36、66可被修正为通过分别对应于具有不同转速的第一和第二中间输出路径M1、M2的两组反转齿轮将连接于两轴中的一个轴的输入轴16的转动传输到设在另一个轴上的第二变速部38、68。在这种情况中，两组反转齿轮中的一组反转齿轮具有1.0的减速比，而另一组反转齿轮具有高于1.0的减速比，以使得第一中间输出路径M1的速度等于输入轴16的速度，而第二中间输出路径M2的速度相对于第一中间输出路径M1的速度降低。对应于第一中间输出路径M1和上述两轴中的一个轴的一组反转齿轮相当于第一中间输出部件，而对应于第二中间输出路径M2和上述另一个轴的另一组反转齿轮相当于第二中间输出部件。尽管平行双轴类型的上述变速器具有两组相当于第一和第二中间输出路径的反转齿轮，但是也可提供三组或更多个组反转齿轮，以使得输入轴的转动通过相应的两个或更多个中间输出路径在与输入轴相同或不同的变速比下被传输到第二变速部。平行双轴类型的变速器可使用除反转齿轮外的运动传输装置，诸如带轮装置、链轮机构或链条机构。
在变速器10和60中，发动机8和液力变矩器14通过曲轴9相互连接。然而，发动机8可以通过齿轮系、皮带或任何其它适合的连接装置可操作地连接于液力变矩器14，并且发动机8和液力变矩器14无需被设置成彼此同轴。发动机8可由任何其它类型的驱动力源代替，诸如电动机。
变速器10和60可被修正为单向离合器与离合器C1-C4和B1-B4中的任意一个以串联或并联的方式连接，以助于变速器的换档控制。例如，单向离合器与变速器10的第三制动器B3并联连接，以使得可通过只接合第一离合器C1而建立第一档位。而且离合器C1-C4和B1-B4中的任意一个都可由单向离合器代替。
尽管设置在发动机8与输入轴16之间的作为流体操作的动力传输装置的液力变矩器14装有锁止离合器13，但是液力变矩器14无需装有该锁止离合器13。而且，液力变矩器14可由液力耦合器、动力式电磁离合器，或多片或单片类型的液压离合器代替。
尽管图3、5、7、9、19和21的共线图被设置成垂直直线Y1-Y8沿向右的方向设置，但是这些直线也可沿向左的方向设置。虽然对应于1.0变速比的水平直线X1位于对应于转速0的水平直线XZ的上方，但是X1也可位于XZ的下方。
虽然变速器10、60使用离合器C和制动器B形式的液压式摩擦接合装置，但是变速器也可使用其它类型的摩擦接合装置，诸如电磁离合器、动力式离合器以及任何其它电磁操作的接合装置。
应该理解的是，在考虑本发明的上述技术教导的情况下，本领域普通技术人员可对本发明进行其它各种变化、修正和改进。

Claims (12)

1.一种用于控制车辆用可变级自动变速器的换档操作的换档控制装置，所述自动变速器具有多个可选择的具有各不相同变速比组的前进档位组，所述多个可选择的前进档位组中的每一个前进档位组包括至少一个高速档位(7th和8th；7th)，每个高速档位的变速比不同于所述多个可选择组中的任何其它前进档位组的每个高速档位的变速比，其特征在于，所述换档控制装置包括：
驱动力增大确定部(102)，它用于确定是否必须利用设置在所述至少一个高速档位中的一个高速档位的所述自动变速器(10；60)增大所述车辆的驱动力；以及
档位组选择部(104)，它用于当所述驱动力增大确定部已确定必须利用设置在所述至少一个高速档位中的一个高速档位的所述自动变速器增大所述车辆的所述驱动力时选择所述多个可选择的前进档位组中的一个前进档位组，所述前进档位组包括所述至少一个高速档位，每个高速档位的变速比高于所述多个可选择组中的任何其它前进档位组的每个高速档位的变速比。
2.依照权利要求1中所述的换档控制装置，其特征在于，当所述车辆处于引起所述自动变速器的频繁换档操作的状态时，所述驱动力增大确定部(102)确定必须增大所述车辆的所述驱动力。
3.依照权利要求1或2中所述的换档控制装置，其特征在于，所述驱动力增大确定部(102)包括用于确定所述车辆是否正在上坡路面上行驶的上坡路确定部(108，S1)，并且当所述上坡路确定部已确定所述车辆正在上坡路面上行驶时，所述驱动力增大确定部确定必须增大所述车辆的所述驱动力。
4.依照权利要求1或2中所述的换档控制装置，其特征在于，所述驱动力增大确定部(102)包括用于确定所述车辆的位置并基于所确定的车辆位置确定所述车辆是否正在上坡路面上行驶或将要在上坡路面上行驶的上坡路确定部(108，S1)，并且当所述上坡路确定部已确定所述车辆正在上坡路面上行驶或将要在上坡路面上行驶时，所述驱动力增大确定部确定必须增大所述车辆的所述驱动力。
5.依照权利要求3所述的换档控制装置，其特征在于，所述上坡路确定部(108，S1)用于基于检测的车辆行驶速度和检测的车辆加速度值确定所述车辆是否正在上坡路面上行驶。
6.依照权利要求1或2中所述的换档控制装置，其特征在于，所述驱动力增大确定部(102)包括用于确定所述车辆是否处于用以追踪在所述车辆前面行驶的前方车辆的追踪控制下的追踪控制确定部(110，S2)，并且当所述追踪控制确定部已确定所述车辆处于所述追踪控制下时，所述驱动力增大确定部确定必须增大所述车辆的所述驱动力。
7.依照权利要求6所述的换档控制装置，其特征在于，所述车辆包括用于检测所述车辆与所述前方车辆之间的距离的车辆间距离传感器(62)，并且所述追踪控制控制所述车辆的行驶速度使得由所述车辆间距离传感器检测的所述距离保持在一预定值，以便所述车辆追踪所述前方车辆。
8.依照权利要求1或2中所述的换档控制装置，其特征在于，所述驱动力增大确定部(102)包括用于确定所述车辆的总重量是否大于一预定阈值(A)的车辆重量确定部(112，S3)，并且当所述车辆重量确定部已确定所述车辆的总重量大于所述预定阈值时，所述驱动力增大确定部确定必须增大所述车辆的所述驱动力。
9.依照权利要求1或2中所述的换档控制装置，其特征在于，所述自动变速器具有输入转动部件(16)和输出转动部件(26；28)，并且所述多个可选择组的所述前进档位中的每一个前进档位的变速比是所述输入转动部件的转速(NIN)与所述输出转动部件的转速(NOUT)之比。
10.依照权利要求9中所述的换档控制装置，其特征在于，所述至少一个高速档位中的每一个高速档位的变速比低于1.0。
11.依照权利要求1或2中所述的换档控制装置，其特征在于，所述至少一个高速档位包括多个高速档位。
12.依照权利要求1或2中所述的换档控制装置，其特征在于，所述至少一个高速档位包括一个高速档位。
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