CN1603667B - 用于可变级自动变速器的换档控制装置 - Google Patents

用于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可变级自动变速器的换档控制装置。所述换档控制装置用于控制可变级自动变速器(10；40；50；60)的换档操作，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(例如，常幅组和窄幅组或宽幅组)，所述自动变速器具有自动进行换档操作的自动换档模式和可手动控制换档操作的手动换档模式，所述换档控制装置包括档位组选择部(104)，它用于当自动变速器的换档模式从自动换档模式切换为手动换档模式时基于在所述自动换档模式中最后选择的档位组在所述手动换档模式中选择所述多个可选择的前进档位组中的一个前进档位组。

Description

用于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.2003-346268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可变级自动变速器的换档(变速)控制装置，所述车辆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在将其换档模式从自动换档模式切换为手动换档模式时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而改进车辆的驾驶性能。
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具有适合于机动车的正常(normal)驱动(运行)模式中的所谓的正常换档模式，其中依照车辆行驶速度与车辆发动机的节气门的开启角之间的预定关系，自动变速器被换档到多个可选择的档位(操作位置)中的一个档位，所述关系是为车辆的正常或普通行驶状态确定的。在换档控制装置只具有正常换档模式的情况下，换档控制装置可能无法复杂地处理车辆的不同特定行驶状态。考虑到这个缺点，JP-59-50261A提出了一种换档控制装置，所述换档控制装置具有除正常换档模式以外的换档模式，诸如在动力(POWER)驱动模式中所选择的用于比正常驱动模式中更高的车辆驱动性能的所谓的动力驱动换档模式，以及所谓的在经济驱动模式中所选择的用于比正常驱动模式中更高的燃料经济性的所谓的经济驱动换档模式。依照该换档控制装置，基于节气门开启角中的改变，选择不同换档模式中的一个适当换档模式以使得自动变速器换档，因此依照适合车辆特定行驶状态的换档模式可复杂地控制自动变速器。然而，不同换档模式仅具有不同的换档点(行驶速度和节气门开启角的不同组合)，在所述换档点下发生自动变速器的换高档(升档)和换低档(降档)，因此与随车辆驾驶员的意愿换档的手动变速器相比较，自动变速器换档的自由度或灵活性较低。
考虑到JP-59-50261A中所公开的换档控制装置的缺点，JP-5-65953A公开了一种包括可手动操作的换档装置(换档杆装置)的换档控制装置，所述可手动操作的换档装置不仅具有用于自动变速器被自动地换档到多个档位中选定的一个档位的自动换档模式的自动换档位置(D)，而且还具有用于自动变速器被车辆驾驶员手动换档的手动换档模式的手动换档位置。在手动换档位置中，驾驶员可选择与不同于自动换档位置(D)中可用的档位组的各组档位相对应的不同换档模式中的一个换档模式。在当可手动操作的换档装置被设置在手动换档位置中时所选择的手动换档模式中，自动变速器可由车辆驾驶员手动换档到所选换档模式的档位中的选定的一个档位。在手动换档模式中选择的档位可具有比自动换档模式中的相应档位更高的变速比，以便于具有车辆驾驶员所期望的更高的加速度值或车辆驱动性能。
然而，JP-5-65953A中所公开的换档控制装置在其换档模式从自动换档模式切换为手动换档模式时遭遇到自动变速器变速比中的不合需要的改变的问题。也就是说，由于在手动换档模式中可选择的档位的变速比不同于自动换档模式中可选择的档位的变速比，因此在切换为手动换档模式时所选择的档位的变速比不同于在自动换档模式的最后所选择的档位的变速比。而且，上述文献只公开了在自动换档模式中可用的具有单组变速比的一组档位，而没有公开在手动换档模式中具有各不相同变速比组的多个档位组中的一个档位组的选择，其中多个档位组也可用在自动换档模式中。也就是说，在具有各不相同变速比组的两个或更多个档位组可用在自动换档模式中的情况下，在其换档模式从自动换档模式切换为手动换档模式时在手动换档模式中所选择的档位组的这组变速比可不同于在自动换档模式中最后选择的档位组的那组变速比。在这种情况中，换档模式的切换导致自动变速器变速比中的不合需要的改变。
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并且在自动换档模式和手动换档模式中的选定一个换档模式中是可控的，所述换档控制装置被设置成当其换档模式从自动换档模式切换为手动换档模式时通过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改进车辆的驱动性能。
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，所述自动变速器具有自动进行换档操作的自动换档模式和可手动控制换档操作的手动换档模式，所述换档控制装置包括档位组选择部，它用于在自动变速器的换档模式从自动换档模式切换为手动换档模式时基于在自动换档模式中最后选择的档位组在手动换档模式中选择所述多个可选择的前进档位组中的一个前进档位组。
在依照本发明原理构成的换档控制装置中，档位组选择部被设置成基于档位组选择部在自动换档模式中最后选择的档位组在手动换档模式中选择所述可选择的前进档位组中的一个前进档位组。档位组选择部的这种布置允许在自动变速器的换档模式从自动换档模式切换为手动换档模式时适当地选择手动换档模式中所述可选择的前进档位组中一个适当的前进档位组，因此可提高车辆的驱动性能。
依照本发明的第一个优选形式，所述档位组选择部用于在手动换档模式中选择所述多个可选择的前进档位组中的一个前进档位，所述档位组是紧接在所述换档模式从自动换档模式切换为手动换档模式的时刻之前所选定的。
在本发明的第一个优选形式所涉及的换档控制装置中，所述档位组选择部被设置成选择作为在自动换档模式中最后选择的那组的前进档位组，即，紧接在所述换档模式从自动换档模式切换为手动换档模式的时刻之前所选定的档位组。
依照本发明的第二个优选形式，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前进档位，每个前进档位的变速比不同于所述可选择组中的其它前进档位组的前进档位中的相应一个前进档位的变速比。
在本发明第二个优选形式所涉及的换档控制装置中，所述多个可选择的前进档位组中的每一个前进档位组的前进档位的变速比组被被确定成适合于其上安装有自动变速器的车辆的特定行驶状态，或适合于车辆驾驶员所期望的车辆驱动的特定模式。例如，可选择的前进档位组包括前进档位的窄幅组和前进档位的宽幅组，所述窄幅组具有较窄的变速比总范围或“总幅、幅度”并且适合于车辆的运动性或大功率行驶，所述宽幅组具有较宽的变速比总范围或“总幅”并且适合于车辆的经济性行驶。
依照本发明的第三个优选形式，所述多个可选择的前进档位组具有数量各不相同的前进档位。
在本发明的第三个优选形式所涉及的换档控制装置中，每个前进档位组的前进档位的数量被确定成适合于车辆的特定行驶状态或车辆驾驶员所期望的车辆驱动的特定模式。例如，可选择的前进档位组包括具有较少数量的前进档位并且适合于防止自动变速器频繁换档操作的前进档位组，当在车辆在市区中以较低速度行驶时车辆的加速器踏板的操作量或车辆的行驶速度频繁地交替增加和减小时将发生所述自动变速器频繁换档操作。可选择的前进档位组包括具有较多数量的前进档位并且当车辆在车辆的加速器踏板的操作量保持相对恒定的情况下以稳定状态行驶时允许自动变速器较平滑或逐渐变速的前进档位组。
依照本发明的第四个优选形式，所述换档控制装置还包括可手动操作的换档装置，所述可手动操作的换档装置用于手动地选择自动变速器的所述多个可选择组中的一个前进档位组的一个已由所述档位组选择部选定的前进档位，并且所述自动变速器在手动换档模式中可由所述可手动操作的换档装置的手动操作手动地控制。
依照本发明的第五个优选形式，所述换档控制装置还包括可手动操作的换档装置，所述可手动地操作的换档装置用于手动地选择多个范围中的一个范围，在所述范围中，所述自动变速器可被自动地换档到自动变速器的所述多个可选择组中的一个前进档位组的连续前进档位中的一个已由所述档位组选择部选定的前进档位，所述多个范围具有数量各不相同的所述连续前进档位，并且所述自动变速器在手动换档模式中可由所述可手动操作的换档装置的手动操作手动地控制。
附图说明
结合以下附图，通过阅读对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是示出用于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是示出由图10的电子控制装置所控制的节气门的开启角与加速器踏板的操作量之间关系的图表；
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档装置的示例的视图；
图13A′、图13B和图13C是示出可手动操作的换档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中时可达到所述前进档位；
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前进档位的常幅和窄幅组中的一组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是示出当选择档位的窄幅组时图17的自动变速器的档位与摩擦接合装置的操作状态的相应组合之间关系的视图；
图21是示出当选择自动变速器的档位的窄幅组时图17的自动变速器的操作的共线图；
图22是与图1相对应的示意图，示出用于行星齿轮型的车辆用多级自动变速器的基本布置，所述自动变速器是依照本发明第四实施例构成的；
图23是示出当选择档位的常幅组时图22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24是示出当选择档位的常幅组时图22自动变速器的操作的共线图；
图25是示出当选择档位的宽幅组时图22自动变速器的档位与摩擦接合装置的操作状态的各个组合之间关系的视图；
图26是示出当选择自动变速器的档位的宽幅组时图22自动变速器的操作的共线图；
图27是与图1相对应的示意图，示出用于行星齿轮型的车辆用多级自动变速器的基本布置，所述自动变速器是依照本发明第五实施例构成的；
图28是示出当选择档位的常幅组时图27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29是示出当选择档位的常幅组时图27自动变速器的操作的共线图；
图30是示出当选择档位的窄幅组时图27自动变速器的档位与摩擦接合装置的操作状态的各个组合之间关系的视图；
图31是示出当选择自动变速器的档位的窄幅组时图27自动变速器的操作的共线图；
图32是示出图27自动变速器的常幅组和窄幅组前进档位，当可手动操作的换档装置被设置在其档位中的每一个档位时所述前进档位是可使用的；
图33是与图28相对应的视图，示出本发明第六实施例所涉及的图27的自动变速器的档位的常幅组；以及
图34是示出当选择图33的档位的常幅组时图27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，其中示出用于行星齿轮型的车辆用多级自动变速器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形式的流体操作的动力传输装置、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传输到驱动轮。在本第一实施例中，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，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被布置成第二行星架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、多片类型的摩擦接合装置。例如，每个所述离合器都可为具有多个相互重叠并由液压致动器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条带或两条带的带式制动器，所述每条带缠绕在转动鼓的外圆周表面上并在其一端处由液压致动器拉紧。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相应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被确定成用于建立九个档位(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”)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R1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)之间的距离是基于垂直直线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的三个转动元件中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相应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)中选定的一个档位，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)和垂直直线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档位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、或在车辆快速加速期间因此，变速器10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。
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。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检测的从输出齿轮28的转速NOUT中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；表示换档杆92(稍后将参照图13A对其进行说明)的当前选择位置PSH的信号；以及表示变速器10的工作流体的油温TOIL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基于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中所示的)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；以及用以控制发动机8的空气/燃料(燃油)比的空气/燃料比控制操作。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。节气门控制操作是基于加速器踏板的操作量Acc(％)，并且依照节气门的开启角θTH(％)与加速器踏板的操作量Acc(％)之间的预定关系，通过控制节气门致动器以控制节气门的开启角θTH(％)进行的，以使得节气门的开启角随加速器踏板的操作量而增加，如作为示例的图11的图表中所示。该关系储存在ROM中。用以控制变速器10的换档控制操作是基于选定的加速器踏板的操作量Acc(％)或开启角θTH(％)和所检测的实际车速V(km/h)，并依照作为示例的图12的图表中所示的预定换高档和换低档边界线(共同称之为“换档模式”)通过选择变速器10的档位中的一个档位，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而进行的，从而在自动换档模式中建立变速器10的选定的档位，或者在手动换档模式中依照换档杆92的当前选定的位置PSH使变速器10换高档或换低档。在图12的示例中，每条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)表示节气门开启角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和换低档边界线一侧上的一点移动到该边界线另一侧上的一点时，变速器10被控制以便于根据该边界线换高档或换低档。
图13A示出可手动操作的换档装置94，所述换档装置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可移动到其档位中选定的一个档位处，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被设置在其空档状态下，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，有效的最高档位从第五档位(5th)向第四档位(4th)改变。在图13A中所示的可手动操作的换档装置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，紧接在换档杆92从自动换档位置D移动到手动换档位置M的时刻之前选定的范围。或者，手动换档位置M中最初选定的范围可为仅次于在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中时最后选定的档位，或为仅次于在自动换档模式最后选定档位的档位，如沿朝向第一档位(1st)的方向所示的。
可手动操作的换档装置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。换档装置94还装有具有正常驱动模式位置和动力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前进档位，因此当选择开关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料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13A′示出作为图13A换档装置94的修正的可手动操作的换档装置94a。该修正的换档装置94a不同于换档装置94之处在于，换档装置94a不具有手动换档位置M。换档装置94a具有换档杆92，所述换档杆92可从自动换档位置D移动到换高档位置“+”和换低档位置“-”，所述换高档位置“+”和换低档位置“-”沿车辆的纵向位于与自动换档位置D相同的位置处并且沿车辆的横向方向与自动换档位置D相隔开。如当使得图13A的换档装置94的换档杆92从手动换档位置M移动到加速位置和减速位置时变速器10的换档控制的第一方式中那样，当使得换档杆92a从当前选定的自动换档位置D(用于自动换档模式)移动到换低档位置“-”时，当前选定的范围朝向范围L改变，并且当使得换档杆92a从自动换档位置D移动到换高档位置“+”时，当前选定的范围朝向范围D改变。因此，通过从自动换档位置D朝向换高档位置“+”和换低档位置“-”移动换档杆92a可电力地建立范围D到L中期望的一个范围。换档杆92a被偏压以便于正常地保持在自动换档位置D中，并且依照换档杆92a朝向换高档位置或换低档位置的连续移动量或换档杆92a保持在换高档位置或换低档位置中的时间长度选择范围D-L中的一个范围。
或者，通过使得换档杆92a从自动换档位置D移动到换高档位置“+”和换低档位置“-”可改变前进档位(1st到8th)的当前选定的一个范围，因此，如当使得图13的换档杆92被设置在手动换档位置中时变速器10的换档控制的第二方式中那样，当换档杆92a移动到换低档位置“-”时，当前选定的前进档位朝向第一档位(1st)改变，并且当换档杆92a移动到架速位置“+”时，当前选定的前进档位朝向第八档位(8th)改变。
图13B示出作为换档装置94的另一项修正的可手动操作的换档装置94b。与图13A的换档装置94相似，该换档装置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，换档装置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。与换档装置94相似，换档装置94b具有与上述选择开关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地将变速器10换高档或换低档到前进档位的一个选定档位处，正如通过将换档装置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以外还可设置手动换档选择开关。
图13C示出作为换档装置94的另一项修正的可手动操作的换档装置94c。该可手动操作的换档装置94c不同于换档装置94之处在于，可手动操作的换档装置94c的换档杆92c具有用于选择相应范围的位置7-L，如图13B的换档装置94b所设置的。因此，在换档装置94中，通过将换档杆92c直接移动到位置D-L中相应的一个位置或换档杆92c从手动换档位置M移动到换高档位置“+”或换低档位置“-”可选择范围D-L中的一个范围。
接下来参照图15的框图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、换档模式选择部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被设置成基于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、节气门开度传感器、加速度传感器、驱动模式选择开关96以及换档位置传感器98，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)以及换档杆92(92a、92b、92c)的当前选择位置PSH。在换档装置94装有用于检测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的档位组检测开关90的情况下，车辆状态检测部106检测当前选定的前进档位组。车辆状态检测部106还被设置成基于换档位置传感器98的输出检测变速器10从自动换档模式到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。
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，基于所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确定变速器10的从当前选定的档位到档位中适当的一个档位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的该换档控制是基于如下所述的由档位组选择部104选择的前进档位组的常幅和窄幅组或前进档位组的常幅和宽幅组中的一个组进行的。
换档模式选择部102被设置成选择换档控制部100所使用的换档模式以便于控制变速器10的换档操作。例如，换档模式选择部102基于图13A的驱动模式选择开关96(图13B的选择开关96b)所选择的换档模式选择正常驱动换档模式或动力驱动换档模式。或者，换档模式选择部102被设置成基于车辆检测部106所检测的车辆状态选择适当的换档模式，例如当车辆检测部106基于所检测的加速器踏板的操作量Acc、车速V和车辆加速度值检测出车辆在需要较大车辆驱动力的上坡路面上行驶时选择动力驱动换档模式，或当车辆检测部106基于所检测的驱动轮的滑动量检测出车辆在需要较小车辆驱动力的积雪路面上行驶时选择雪地驱动换档模式。然而，换档模式选择部102的设置不是必需的。
档位组选择部104被设置成选择变速器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，当车辆正以较高速度在上坡路面上或顶着强风行驶时，或者当驱动模式开关96设置在动力驱动模式位置中时，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，当车辆正在较高的恒定速度下行驶时，档位组选择部104选择前进档位的宽幅组。在这一点上，应该注意的是，宽幅组的第七档位和第八档位具有更低的变速比并且有效地改进车辆的燃料经济性。或者，档位组选择部104基于档位组选择开关90手动选择和车辆状态检测部106检测的组选择前进档位中的适当组。在换档杆92从自动换档位置D到手动换档位置M的移动使得换档模式从自动换档模式切换为手动换档模式时，档位组选择部104还被设置成选择常幅组和窄幅组或常幅组和宽幅组中适当的一个组，以便于防止由于换档模式的切换所导致的变速器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时，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，紧接在自动变速器10从自动换档模式切换为手动换档模式的时刻之前所选择的前进档位组。
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车辆状态检测部106的步骤S1，例如用于确定当前在自动换档模式中是否利用设置在自动换档位置D中的换档杆92选择窄幅组。基于换档位置传感器98所检测的换档杆92的当前选择位置PSH和变速器10的前进档位当前选定组作出该确定。如果在步骤S1得出肯定结论(YES)，则控制流程继续进行对应于车辆状态检测部106的步骤S2，以便于确定换档模式是否已从自动换档模式切换为手动换档模式。例如基于表示换档装置94的换档杆92从自动换档位置D到手动换档位置M的移动的换档位置传感器98的输出信号的改变作出该确定。如果在步骤S2得出肯定结论(YES)，则控制流程继续进行对应于档位组选择部104的步骤S3，以便于选择前进档位的窄幅组，即，在换档模式从自动换档模式切换为手动换档模式之前所选择的组。因此，在手动换档模式中，变速器10被换档到窄幅组的前进档位中的一个前进档位。如果在步骤S2得出否定结论(NO)，即，如果当前选择自动换档模式，则控制流程继续进行对应于档位组选择部104的步骤S4，以便于在自动换档模式中保持前进档位的窄幅组。
如果在步骤S1得出否定结论(NO)，即，如果当前选择前进档位的常幅组，则控制流程继续进行对应于车辆状态检测部106的步骤S5，以便于确定换档模式是否已从自动换档模式切换为手动换档模式。例如基于表示换档杆92从自动换档位置D到手动换档位置M的移动的换档位置传感器98的输出信号的改变作出该确定。如果在步骤S5中得出肯定结论(YES)，则控制流程继续进行对应于档位组选择部104的步骤S6，以便于选择前进档位的常幅组，即，在自动换档模式中所选择的组。如果在步骤S5得出否定结论(NO)，即，如果当前选择自动换档模式，则控制流程继续进行对应于档位组选择部104的步骤S7，以便于在自动换档模式中保持前进档位的常幅组。
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S1被修正以确定当前在自动换档模式中是否选择宽幅组，并且步骤S3和步骤S4被修正以选择宽幅组。也就是说，在从自动换档模式切换为手动换档模式时，档位组选择部104被设置成选择在自动换档模式中所选择的前进档位的组。
如上所述，当在步骤S2或S5中基于换档杆92从自动换档位置D到手动换档位置M的移动检测出换档模式从自动换档模式到手动换档模式的改变时，在手动换档模式中最初选择在自动换档模式中所选择的前进档位的两个不同组中的一个组。在如此建立的手动换档模式中，最初选择在自动换档模式最后选择的范围D-L中的一个范围或前进档位中的一个前进档位，以及当在步骤S2或S5中检测出换档杆92从自动换档位置D到手动换档位置M的移动时选择在自动换档模式中所选择的前进档位的组。然而，在手动换档模式中最初选择的范围或前进档位可接近于自动换档模式中最后选择的范围或前进档位，如沿朝向范围L或第一档位(1st)所看到的。鉴于车辆驾驶员将换档杆92从自动换档位置D移动到手动换档位置M以便于增加车辆驱动力的趋向，其中最初选择的范围或前进档位可接近于自动换档模式中最后选择的范围或前进档位的后一种布置用于快速地增加车辆驱动力。图16控制程序的原理还适用于装有换档装置94a、94b或94c的车辆。
图16的流程图的控制程序被设计成例如在换档装置94的换档杆92从自动换档位置D到手动换档位置M的手动移动时，在对应于档位组选择部104的步骤S3或S6中选择自动换档模式中所选择的前进档位的常幅组和窄幅组或常幅组和宽幅组中的一个组，从而在换档模式从自动换档模式切换为手动换档模式时没有变速器10的变速比的不合需要的较大程度的改变的情况下改进车辆的驱动性能。
此外，基于车辆行驶状态或车辆驾驶员所期望的车辆驱动模式，换档装置94中所包含的档位组选择开关90可有效地用于手动选择两组前进档位中的一组。例如，当车辆驾驶员期望在运动性方式下驱动车辆时，车辆驾驶员可选择前进档位的窄幅组，或者当车辆驾驶员期望改进车辆的驱动经济性时，车辆驾驶员可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17-34说明依照本发明其它实施例所构成的自动变速器。在这些实施例中，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40具有与变速器10的第一变速部36相似的第一变速部46和不同于变速器10的第二变速部38的第二变速部48。变速器40具有图18的表和图19的共线图中所示的九个档位的常幅组。
变速器40的第一变速部46的第一行星齿轮组18是双行星齿轮型的并且具有约0.500的齿数比ρ1。除齿数比ρ1以外，第一变速部46与变速器10的第一变速部36相同。
第二变速部48的第二行星齿轮组20是双行星齿轮型的，并且第二变速部48的第三行星齿轮组22是单行星齿轮型的。第二行星齿轮组20具有第二太阳齿轮S2、相互啮合的多对第二行星齿轮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0.444的齿数比ρ2。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0.500的齿数比ρ3。第二行星齿轮P2对中的行星齿轮是包括与第二太阳齿轮S2或第二齿圈R2相啮合的大直径齿轮部分和与第四行星齿轮组24的第四太阳齿轮S4相啮合的小直径齿轮部分27的塔式行星齿轮。该第四行星齿轮组24具有例如约0.483的齿数比ρ4。然而，第二行星齿轮组20可具有单个具有用作第四行星齿轮P4的齿轮部分27的第二行星齿轮P2。在这种情况中，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以使得每个第四行星齿轮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。
在第二变速部48中，彼此一体连接第二行星架CA2和第三太阳齿轮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一齿圈R1相连接，并且通过第四离合器C4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。第二行星架CA2和第三太阳齿轮S4由第一制动器B1选择性地固定于用作不可转动部件的变速器壳体12。彼此一体连接的第二齿圈R2和第三行星架CA3通过第三离合器C3选择性地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。第三齿圈R3与输出轴26形式的输出转动部件相连接，并且第四太阳齿轮S4通过第五离合器C5选择性地与用作第二中间输出部件的第一齿圈R1相连接。第二太阳齿轮S2通过第一离合器C1选择性地与第一齿圈R1相连接。
第一、第二、第三、第四和第五离合器C1-C5与第一和第二B1和B2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，如以上关于第一实施例所述的。
在如上所述构成的变速器40中，如图18中所示，通过从第一到第五离合器C1-C5与第一和第二制动器B1、B2中选择的两个摩擦接合装置的相应组合的同时发生的接合操作建立八个前进档位(1st-8th)和一个倒档(Rev)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和第二制动器B2的接合操作建立具有例如约5.014的最高变速比γ1的第一档位(1st)。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一档位(1st)的变速比的例如约3.005的变速比γ2的第二档位(2nd)。通过第一和第二离合器C1、C2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)。通过第一和第四离合器C1和C4的接合操作建立具有低于第三档位(3rd)的变速比的例如约1.499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1.249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0.800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0.667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档位和第三档位的变速比之间的例如约4.000的变速比γR的倒档(Rev)。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被确定成用于建立九个档位(1st-8th、Rev)的上述变速比γ1-γ8和γR。
在图18的具体示例中，变速器40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”)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1.669，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1.502。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1.334。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1.200。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1.249。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1.250，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1.200。因此，变速比γ1-γ8依几何级数改变。八个前进档位的常幅组的变速比总范围(或“总幅”＝γ1/γ8＝5.014/0.667)宽至约7.521。
图19的共线图以直线示出当变速器40被设置在其档位中的每一个档位时第一和第二变速部46、48的转动元件的转速之间的关系。除三条垂直直线的相邻垂直直线之间的距离之外，表示第一变速部46的图19的该共线图的一部分与表示第一变速部36的图3的共线图的一部分的相同，所述距离是通过第一行星齿轮装置18的齿数比ρ1确定的。上述三条垂直直线右侧上的五条垂直直线Y1-Y5分别对应于相互连接的第二行星架CA1和第三太阳齿轮S3形式的第一转动元件RE1、相互连接的第二齿圈R2和第三行星架CA3形式的第二转动元件RE2、第三齿圈R3形式的第三转动元件RE3、第四太阳齿轮S4形式的第四转动元件RE4以及第二太阳齿轮S2形式的第五转动元件RE5。这五条垂直直线Y1-Y5的相邻垂直直线之间的距离由第二、第三和第四行星齿轮组20、22、24的齿数比ρ2-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40的布置。在第一变速部46中，作为第一行星齿轮组18的三个转动元件中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)以及第一中间输出路径M1相连接，作为三个转动元件中的另一个转动元件的第一太阳齿轮S1被不可转动地固定于变速器壳体12(不可转动部件)，同时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48，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48中，第二行星架CA2和第三太阳齿轮S3形式的第一转动元件RE1通过第二离合器C2选择性地与第一齿圈R1(第二中间输出路径M2)相连接，并且通过第四离合器C4选择性地与第一行星架CA1(第一中间输出路径M1)相连接，并且还由第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12，第二齿圈R2和第三行星架CA3形式的第二转动元件RE2通过第三离合器C3选择性地与第一行星架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。第三齿圈R3形式的第三转动元件RE3选择性地与输出轴26相连接，并且第四太阳齿轮S4形式的第四转动元件RE4选择性地与第一齿圈R1相连接。第二太阳齿轮S2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。
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、第四离合器C4、第一制动器B1和第二制动器B2中选择的两个摩擦接合装置的相应组合的同时发生的接合操作建立变速器40的九个档位(1st到8th、Rev)中选定的一个档位，以使得从第一到第五转动元件RE1-RE5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40被设置在九个档位(1st档位到8th档位，及倒档Rev)中时输出轴26的转速沿垂直直线Y3表示。例如，在第一档位中，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。在这种情况中，输出轴26的转速由垂直直线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Y5与水平直线X2之间的交叉点(图19中在“1st”处示出)与垂直直线Y2与水平直线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)构成前进档位的常幅组或宽幅组，所述常幅组或宽幅组具有变速比组γ1-γ8和较宽的变速比总范围或总幅。该第一档位、第二档位和第三档位是通过分别接合第一离合器C1以及第二制动器B2、第一制动器B1和第二离合器C2而建立的。本发明变速器40还具有九个档位的窄幅组，其中第一档位、第二档位和第三档位“1st”、“2nd”和“3rd”是通过分别接合第五离合器C5(取代第一离合器C1)以及第二制动器B2、第一制动器B1和第二离合器C2而建立的，如图20和21中所示。通过接合第五离合器C5所建立的图20档位的窄幅组的这些第一档位、第二档位和第三档位的变速比低于或等于通过接合第一离合器C1而建立的图18档位的常幅组的那些第一档位、第二档位和第三档位的变速比，并且是通过沿平行于图21的共线图的水平轴的方向的第四转动元件RM4(第四太阳齿轮S4)的位置确定的。也就是说，窄幅组的第一档位、第二档位和第三档位的变速比是通过第四行星齿轮组24的齿数比ρ4确定的。
图20和图21中所示的档位的窄幅组不同于图18和19中所示的档位的常幅组之处仅在于，要接合以建立第一档位、第二档位和第三档位的两个摩擦接合装置的组合以及这些前进档位的变速比。也就是说，通过接合第五离合器C5以及第二制动器B2建立例如其变速比γ1约为4.286的第一档位，并且通过接合第五离合器C5以及第一制动器B1建立例如其变速比γ2约为2.762的第二档位，同时通过接合第五离合器C5以及第二离合器C2建立例如其变速比γ3约为2.000的第三档位。由于窄幅组的第一档位、第二档位和第三档位的变速比γ1-γ3低于或等于图18常幅组的第一档位、第二档位和第三档位的变速比γ1-γ3，因此窄幅组的变速比总范围或总幅(＝γ1/γ8＝6.429)比图18常幅组或宽幅组的变速比总范围或总幅(7.521)窄。因此，设置在常幅组(具有较宽幅)的第一档位或第二档位中的变速器40提供了比窄幅组的相应档位中更大的驱动转矩。因此，图18前进档位的常幅组或宽幅组的第一档位和第二档位可有效地用在需要较大驱动力以启动车辆、或迅速加速较低行驶速度下的车辆的情况中。因此，变速器40具有图18前进档位的常幅组或宽幅组和图20前进档位的窄幅组。当通过接合第五离合器C5建立图20窄幅组的第一、第二或第三档位时，第四转动元件RE4与第二中间输出路径M2相连接。应该注意的是，窄幅组的第三档位(3rd)可通过接合第一和第五离合器C1、C5或第一和第二离合器C1、C2而建立，也就是说，通过接合第一、第二和第五离合器C1、C2、C5中的任意两个而建立。
现在参照图22的示意图，第四实施例所涉及的自动变速器50具有与变速器10的第一变速部36相似的第一变速部56和不同于变速器10的第二变速部38的第二变速部58。变速器50具有图18的表和图19的共线图中所示的九个档位的常幅组。
变速器50的第一变速部56的第一行星齿轮组18是双行星齿轮型的并且具有约0.450的齿数比ρ1。除齿数比ρ1以外，第一变速部56与变速器10的第一变速部36相同。
第二变速部58的第二行星齿轮组20、24是单行星齿轮型的，并且第二变速部58的第三行星齿轮组22是单行星齿轮型的。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0.451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0.368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0.286的齿数比ρ4。第二行星齿轮P2是包括与第二太阳齿轮S2和第二齿圈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的塔式行星齿轮。第五行星齿轮组25具有例如约0.561的齿数比ρ5。然而，第二行星齿轮P2可为非塔式行星齿轮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。在第二变速部38的该修正布置中，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P6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。
第二和第三行星齿轮组20、22被布置成第二行星架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58中，彼此一体连接第二行星架CA2和第三太阳齿轮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一齿圈R1相连接，并且由第一制动器B1选择性地固定于变速器壳体12(不可转动部件)，并且第四齿圈R4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。彼此一体连接的第三齿圈R3和第四行星架CA4通过第四离合器C4选择性地与第一行星架CA1(第一中间输出部件)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(不可转动部件)。彼此一体连接的第二和第三行星架CA2、CA3与输出齿轮28形式的输出转动部件相连接，并且第二齿圈R2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一齿圈R1相连接。第五齿圈R5通过第五离合器C5选择性地与第一齿圈R1(第二中间输出部件)相连接。
第一、第二、第三、第四和第五离合器C1-C5与第一和第二B1和B2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，如以上关于第一实施例所述的。
在如上所述构成的变速器50中，如图23中所示，通过从第一到第五离合器C1-C5与第一和第二制动器B1、B2中选择的两个摩擦接合装置的相应组合的同时发生的接合操作建立八个前进档位(1st-8th)和一个倒档(Rev)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和输出齿轮28的转速。
如图23中所示，通过第一离合器C1和第二制动器B2的接合操作建立具有例如约3.550的最高变速比γ1的第一档位(1st)。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一档位(1st)的变速比的例如约2.456的变速比γ2的第二档位(2nd)。通过第一和第二离合器C1、C2的接合操作建立具有低于第二档位(2nd)的变速比的例如约1.818的变速比γ3的第三档位(3rd)。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三档位(3rd)的变速比的例如约1.349的变速比γ4的第四档位(4th)。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四档位(4th)的变速比的例如约1.000的变速比γ5的第五档位(5th)。通过第二和第四离合器C2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0.792的变速比γ6的第六档位(6th)。通过第四离合器C4和第一制动器B1的接合操作建立具有低于第六档位(6th)的变速比的例如约0.632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0.526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一档位和第二档位的变速比之间的例如约2.597的变速比γR的倒档(Rev)。图23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的前进档位的窄幅组。第一到第五行星齿轮组18、20、22、24、25的齿数比ρ1-ρ5被确定成用于建立九个档位(1st-8th、Rev)的上述变速比γ1-γ8和γR。
在图23的具体示例中，变速器50的常幅组的相邻前进档位的分级比，以及八个前进档位的窄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1.445，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1.348。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1.349。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1.263。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1.254，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1.200。因此，变速比γ1-γ8依几何级数改变。八个前进档位的窄幅组的变速比总范围(或“总幅”＝γ1/γ8＝3.550/0.526)约为6.745，如下所述的。
图24的共线图以直线示出当变速器50被设置在其档位中的每一个档位时第一和第二变速部56、58的转动元件的转速之间的关系。除三条垂直直线的相邻垂直直线之间的距离之外，表示第一变速部56的图24的该共线图的一部分与表示第一变速部36的图3的共线图的一部分的相同，所述距离是通过第一行星齿轮装置18的齿数比ρ1确定的。上述三条垂直直线右侧上的六条垂直直线Y1-Y6分别对应于相互连接的第二和第三太阳齿轮S2、S3形式的第一转动元件RE1、第四齿圈R4形式的第二转动元件RE2、相互连接的第三齿圈R3和第四行星架CA4形式的第三转动元件RE3、相互连接的第二和第三行星架CA2、CA3和第四太阳齿轮S4形式的第四转动元件RE4、第二齿圈R2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。这五条垂直直线Y1-Y5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。
下面将参照图24的共线图，将详细地说明本发明变速器50的布置。在第一变速部56中，作为第一行星齿轮组18的三个转动元件中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)以及第一中间输出路径M1相连接，作为三个转动元件中的另一个转动元件的第一太阳齿轮S1被不可转动地固定于变速器壳体12(不可转动部件)，同时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58，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58中，第二和第三太阳齿轮S2、S3形式的第一转动元件RE1通过第二离合器C2选择性地与第一齿圈R1(第二中间输出路径M2)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，并且第四齿圈R4形式的第二转动元件RE2通过第三离合器C3选择性地与第一行星架CA1(第一中间输出路径M1)相连接。第三齿圈R3形式和第四行星架CA4形式的第三转动元件RE3通过第四离合器C4选择性地与第一行星架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，并且第二和第三行星架CA2、CA3和第四太阳齿轮S4形式的第四转动元件RE4与输出齿轮28相连接。第二齿圈R2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通过第五离合器C5选择性地与第一齿圈R1相连接。
如从图24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、第五离合器C5、第一制动器B1和第二制动器B2中选择的两个摩擦接合装置的相应组合的同时发生的接合操作建立变速器50的九个档位(1st到8th、Rev)中选定的一个档位，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40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，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由第二制动器B2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Y5与水平直线X2之间的交叉点(图19中在“1st”处示出)与垂直直线Y3与水平直线XZ之间的交叉点。
如上所述，图23中所示出的第一档位到第八档位(1st到8th)构成前进档位的窄幅组，所述窄幅组具有变速比组γ1-γ8和较窄的变速比总范围或总幅。该第一档位到第四档位是通过分别接合第一离合器C1以及第二制动器B2、第一制动器B1、第二离合器C2和第三离合器C3而建立的。本发明变速器50还具有九个档位的常幅或宽幅组，其中第一档位到第四档位“1st”、“2nd”、“3rd”和“4th”是通过分别接合第五离合器C5(取代第一离合器C1)以及第二制动器B2、第一制动器B1、第二离合器C2而和第三离合器C3建立的，如图25和26中所示。通过接合第五离合器C5所建立的图25档位的常幅或宽幅组的这些第一到第四档位的变速比低于或等于通过接合第一离合器C1而建立的图23档位的窄幅组的那些第一档位到第四档位的变速比，并且是通过沿平行于图26的共线图的水平轴的方向的第六转动元件RM6(第五齿圈R5)的位置确定的。也就是说，常幅或宽幅组的这些第一到第四档位的变速比是通过第五行星齿轮组25的齿数比ρ5确定的。
图25和图26中所示的档位的常幅或宽幅组不同于图23和24中所示的档位的窄幅组之处仅在于，要接合以建立第一档位到第四档位的两个摩擦接合装置的组合以及这四个前进档位的变速比。也就是说，通过接合第四离合器C4以及第二制动器B2建立例如其变速比γ1约为4.589的第一档位，并且通过接合第五离合器C5以及第一制动器B1建立例如其变速比γ2约为2.839的第二档位，同时通过接合第五离合器C5以及第二离合器C2建立例如其变速比γ3约为1.818的第三档位。通过接合第五离合器C5以及第三离合器C3建立例如其变速比γ4约为1.259的第四档位。常幅或宽幅组的第一档位和第二档位的变速比γ1和γ2大于图23窄幅组的第一档位和第二档位的变速比γ1、γ2，并且常幅或宽幅组的第三档位和第四档位的变速比γ3和γ4分别等于和略微小于图23窄幅组的第三档位和第四档位的变速比γ3和γ4。因此图25常幅或宽幅组的变速比总范围或总幅(γ1/γ8＝8.179)比图23窄幅组的变速比总范围或总幅(6.745)窄。因此，设置在常幅组或宽幅组(具有较宽幅)的第一档位或第二档位中的变速器50提供了比图23常幅组的相应档位中更大的驱动转矩。因此，图25前进档位的常幅组或宽幅组的第一档位和第二档位可有效地用在需要较大驱动力以启动车辆、或迅速加速较低行驶速度下的车辆的情况中。因此，变速器50具有图25前进档位的窄幅组和图25前进档位的常幅组或宽幅组。当通过接合第五离合器C5建立图25常幅组或宽幅组的第一档位到第四档位时，第六转动元件RE6与第二中间输出路径M2相连接。
如图27的示意图中所示，第五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28的表和图29的共线图中所示的十个档位的常幅组。
变速器60的第一变速部66的第一和第二行星齿轮组18、20中的每个都是单行星齿轮型的。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。尽管该第五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，并且第三和第四齿圈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26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，如以上参照第一实施例所述的。
在如上所述构成的变速器60中，如图28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相应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28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)，以及通过第二离合器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28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被确定成用于建立十个档位(1st-8th、R1和R2)的上述变速比γ1-γ8、γR1和γR2。
在图28的具体示例中，变速器60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”)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。八个前进档位的常幅组的变速比总范围(或“总幅”＝γ1/γ8＝4.020/0.645)约为6.231，该范围较宽。
图29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29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29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以及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。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29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29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中选择的两个或三个摩擦接合装置的相应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)相连接，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与水平直线X2L之间的交叉点与垂直直线Y6与水平直线XZ之间的交叉点。
如上所述，图28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。该常幅组的第一档位、第二档位和第三档位是通过分别接合第二制动器B2以及第一离合器C1和第四制动器B4、第三制动器B3以及第二离合器C2而建立的。本发明变速器60还具有七个前进档位(1st到7th)的窄幅组，如图30和31中所示，其中第一档位和第二档位“1st”、“2nd”是通过分别接合第一制动器B1(取代第二制动器B2)以及第一离合器C1和第四制动器B4、第三制动器B3以及第二离合器C2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切换为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28的常幅组和图30的窄幅组中的一个组。
图30和31中所示的档位的窄幅组不同于图28和29中所示的档位的常幅组之处在于，窄幅组具有总共七个前进档位(1st到7th)而常幅组具有总共八个前进档位(1st到8th)，并且不同之处还在于，具有例如约3.092的最高变速比γ1的窄幅组的第一档位(1st)是通过接合第一制动器B1以及第一离合器C1和第四制动器B4而建立的，而具有例如约2.090的变速比γ2的窄幅组的第二档位(2nd)是通过接合第一制动器B1以及第一离合器C1和第三制动器B3而建立的，同时具有例如约1.538的变速比γ3的窄幅组的第三档位(3rd)是通过接合第一制动器B1以及第一离合器C1和第二离合器C2而建立的。图30的窄幅组的第三档位到第七档位对应于图28的常幅组的第四档位到第八档位，因此窄幅组被包括与常幅组的第三档位相对应的前进档位，因此包括七个前进档位(1st到7th)。
变速器60的窄幅组的相邻前进档位的分级比，以及其变速比总范围(“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1.271。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1.211。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1.275。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1.216。因此，变速比γ1-γ7依几何级数改变。七个前进档位的窄幅组的变速比总范围(或“总幅”＝γ1/γ7＝3.092/0.645)约为4.793，该范围较窄。应该理解的是，窄幅组的第三档位到第七档位的变速比等于常幅组的第四档位到第八档位的变速比，但是窄幅组的第一档位和第二档位的变速比低于常幅组的第一档位和第二档位的变速比，因此窄幅组的分级比γ1/γ2和γ2/γ3等于常幅组的分级比γ1/γ2和γ2/γ3。包括不具有与图28常幅组的第三档位(3rd)相对应的前进档位的七个前进档位的图30窄幅组的使用有效地防止变速器60的频繁换档操作，所述频繁换档操作将在车辆在市区中在较低速度下行驶加速器踏板的操作量Acc或车辆行驶速度V频繁交替地增加和减小时发生。另一方面，包括八个前进档位的图28常幅组的使用允许在车辆的加速器踏板的操作量Acc保持相对恒定的情况下当车辆在稳定状态下行驶时允许自动变速器60较平滑或逐渐地换档。如从其中输出轴26的转速沿垂直直线γ7表示的图31的共线图中所明白的，当通过取代第二制动器B2接合第一制动器B1而建立图30的窄幅组的第一档位、第二档位和第三档位中的一个档位时，第二中间输出路径M2的转速改变为Nx2H。应该注意的是，图30的窄幅组的第三档位(3rd)对应于图28的常幅组的第四档位(4th)，也就是说，如图29和31的共线图中所示，当变速器60被设置在窄幅组的第三档位中时，以及变速器60被设置在常幅组的第四档位中时，输出轴26在Nx2H下转动。如从图29和31的共线图中可明白的，在图30的窄幅组的第四档位到第七档位中的输出轴26的转速与图28常幅组的第五档位到第八档位中相同。
图32的表示出图28常幅组和图30的窄幅组的前进档位，所述前进档位可用于例如通过操纵换档杆92而选择性地建立的八个范围D到L中。如以上参照图13-16所述的，选择常幅组和窄幅组中的一个组。当在选择图28八个前进档位的常幅组而建立范围D时，所有八个前进档位(第一档位到第八档位)都是可用的，并且变速器60可被自动地换档到八个前进档位中的任意一个前进档位。当选择图30七个前进档位的窄幅组的同时而选择范围D时，变速器60可被自动地换档到七个前进档位中的任意一个前进档位。当选定范围沿从范围D朝向范围L的方向改变时，选定组的前进档位的数量减少了，如以上参照图14所述的。当选择窄幅组时，范围7不可用，或者范围7的选择具有与范围D相同的效果。如上所述，第五实施例所涉及的图27的变速器60具有八个前进档位的常幅组和七个前进档位的窄幅组。
接下来将参照图33和34，说明本发明的第六实施例，第六实施例为图27-32的第五实施例的修正。在第五实施例的图28和29的八个前进档位的常幅组中，通过接合第二制动器B2以及第二和第三离合器C2、C3建立第七档位(7th-2)。在该第六实施例的图33和34的常幅组中，通过接合第一制动器B1以及第二和第三离合器C2、C3建立第七档位(7th-1)。
在图33的常幅组中，八个前进档位具有与图28常幅组的八个前进档位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28的常幅组的大约为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期间，可有效地使用该第七档位(7th-1)。在该第六实施例中，选择性地使用图33的常幅组和图30的窄幅组。然而，可如此修正第六实施例，即，使得变速器60可换档到图33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33的七个前进档位(1st到7th-1)的任意一个前进档位。当可用图33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28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(8th)的使用被限制时，与图28的最高档位(7th-2)相比较，图33的最高档位(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28的七个前进档位(1st到7th-2)可被用作常幅组，而图33的七个前进档位(1st到7th-1)可被用作窄幅组。如从其中输出轴26的转速沿垂直直线Y7表示的图34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而建立的图33的组的第七档位(7th-1)时，第二中间输出路径M2的转速改变为Nx2H。因此第六实施例所涉及的变速器60具有其中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33的常幅组和其中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28的窄幅组。第六实施例可被修正以便于选择性地使用包括图33八个前进档位(1st-8th)的组和包括图33七个前进档位(1st到7th-1)的组，或包括图28七个前进档位(1st到7th-2)的常幅组和包括图33七个前进档位(1st到7th-1)的窄幅组。
虽然上面已说明了本发明的几个实施例，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40、50和60的前进档位的两组中的一个组，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的控制程序。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个前进档位组(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，以使得当将换档模式从自动换档模式切换为手动换档模式时选择多组具有各不相同变速比组的前进档位，以使得所选择的组为自动换档模式中最后选择的组。尽管变速器10、40、50和60中可选择使用的两组前进档位在具有较低变速比的至少一个前进档位(即，在第七档位和第八档位、第一档位到第三档位和第四档位，或第七档位)的变速比方面相互不同，但是可由本发明换档控制装置控制的自动变速器可具有多组前进档位，所述前进档位在至少一个具有较低变速比的高速前进档位和至少一个具有较高变速比的高低速前进档位的变速比上相互不同。
在所示的实施例中的变速器10、40、50、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、46、56、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、48、58、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、46、56、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的两组反转齿轮将与连接于两轴中之一的输入轴16的转动传输到设在另一个轴上的第二变速部38、48、58、68。在这种情况中，两组反转齿轮中的一组具有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，但是也可设置三组或多组反转齿轮，以使得输入轴的转动通过相应的三个或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、40、50、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可以通过齿轮系或皮带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、40、50、60可被修正为单向离合器与离合器C1-C5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-C5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、21、24、26、28、31和34的共线图被设置成垂直直线Y1-Y5、Y1-Y6、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、40、50、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 (11)

1.一种用于控制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，所述自动变速器具有自动进行换档操作的自动换档模式和可手动控制换档操作的手动换档模式，其特征在于，所述换档控制装置包括：
档位组选择部(104)，它用于在所述自动变速器(10；40；50；60)的换档模式从所述自动换档模式切换为所述手动换档模式时基于在所述自动换档模式中最后选择的档位组在所述手动换档模式中选择所述多个可选择的前进档位组中的一个前进档位组。
2.依照权利要求1中所述的换档控制装置，其特征在于，所述档位组选择部用于在所述手动换档模式中选择所述多个可选择的前进档位组中的一个前进档位组，所述前进档位组是紧接在所述换档模式从所述自动换档模式切换为所述手动换档模式的时刻之前所选定的。
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前进档位，每个前进档位的变速比不同于所述可选择组中的其它前进档位组的前进档位中的相应一个前进档位的变速比。
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，所述多个可选择的前进档位组具有数量各不相同的所述前进档位。
5.依照权利要求1中所述的换档控制装置，其特征在于，它还包括可手动操作的换档装置(94；94a；94b；94c)，所述可手动操作的换档装置用于手动地选择所述自动变速器的所述多个可选择组中的一个前进档位组的前进档位中的一个已由所述档位组选择部(104)选定的前进档位，并且所述自动变速器在所述手动换档模式中可由所述可手动操作的换档装置的手动操作手动地控制。
6.依照权利要求1中所述的换档控制装置，其特征在于，它还包括可手动操作的换档装置(94；94a；94b；94c)，所述可手动操作的换档装置用于手动地选择多个范围中的一个范围，在所述范围中，所述自动变速器可被自动地换档到所述自动变速器的所述多个可选择组中的一个前进档位组的连续前进档位中的一个已由所述档位组选择部(104)选定的前进档位，所述多个范围具有数量各不相同的所述连续前进档位，并且所述自动变速器在所述手动换档模式中可由所述可手动操作的换档装置的手动操作手动地控制。
7.依照权利要求5或6中所述的换档控制装置，其特征在于，所述可手动操作的换档装置包括具有自动换档位置(D)的换档杆(92；92a；92b；92c)，在所述自动换档位置(D)中所述自动变速器被设置在所述自动换档模式中。
8.依照权利要求7中所述的换档控制装置，其特征在于，所述换档杆(92；92c)还具有手动换档位置(M)，在所述手动换档位置(M)中所述自动变速器被设置在所述手动换档模式中。
9.依照权利要求5中所述的换档控制装置，其特征在于，所述可手动操作的换档装置(94；94a；94b；94c)包括换档杆(92；92a；92c)，所述换档杆具有自动换档位置(D)，用于手动地使所述自动变速器换高档的手动换高档位置，以及用于手动地使所述自动变速器换低档的手动换低档位置，在所述自动换档位置(D)中所述自动变速器被设置在所述自动换档模式中。
10.依照权利要求6中所述的换档控制装置，其特征在于，所述可手动操作的换档装置(94；94a；94b；94c)包括换档杆(92；92a；92c)，所述换档杆具有自动换档位置(D)，用于沿增大由所述档位组选择部(104)选择的所述组的所述连续前进档位的数量的方向切换所述多个范围中选定的一个范围的手动范围换高档位置，以及用于沿减少由所述档位组选择部(104)选择的所述组的所述连续前进档位的数量的方向切换所述多个范围中选定的一个范围的手动范围换低档位置，在所述自动换档位置(D)中所述自动变速器被设置在所述自动换档模式中。
11.依照权利要求6中所述的换档控制装置，其特征在于，所述可手动操作的换档装置(94；94a；94b；94c)包括换档杆(92b)，所述换档杆具有自动换档位置(D)，和用于分别选择所述多个范围的多个范围位置(7-L)，在所述自动换档位置(D)中所述自动变速器被设置在所述自动换档模式中。
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