DE69121226T2

DE69121226T2 - Hydraulischer torsionaler Schwingungsdämpfer

Info

Publication number: DE69121226T2
Application number: DE69121226T
Authority: DE
Inventors: Malcolm E Kirkwood
Original assignee: Borg Warner Automotive Inc
Current assignee: BorgWarner Inc
Priority date: 1990-09-19
Filing date: 1991-05-15
Publication date: 1996-12-05
Anticipated expiration: 2011-05-16
Also published as: DE69121226D1; JPH04236847A; EP0476803A3; JP3267639B2; US5070974A; EP0476803B1; EP0476803A2

Description

Die Erfindung betrifft einen hydraulischen Dämpfer zur Schwingungsdämpfung in einem Fahrzeugantriebsstrang zwischen einem drehbaren Antriebsteil und einem Abtriebsteil.
Bekanntlich kann der Brennstoffverbrauch eines Fahrzeugs durch eine Überbrückungskupplung verringert werden, die zur unmittelbaren Verbindung des Antriebes beispielsweise eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers mit dessen Abtrieb dient. Bisher bedienten sich die typischen Überbrückungskupplungen eines Kolbens bzw. einer Kupplungsüberbrückungsplatte, die zwischen der Vorderwand des Wandlers eingebaut sind. Die Vorderwand ist Teil eines drehbaren Gehäuses, das von der Motorwelle angetrieben ist und den Antriebsteil des Drehmomentwandlers bildet. Die Kolbenplatte wiederum ist über die Turbinennabe des Wandlers, die das Kupplungsabtriebsteil bildet, mit der Getriebeeingangswelle verbunden. Bisher hat man einen Schwingungsdämpfer zwischen der Kolbenplatte und der Turbinennabe vorgesehen, um Drehschwingungen zu dämpfen, die im Motor oder einer anderen Antriebsquelle, wie den Fahrzeugrädem auftreten, wenn das Fahrzeug den Motor antreibt, sobald der Drehmomentwandler oder der hydrodynamische Wandler und das Getriebe im Schiebebetrieb arbeiten.
Bekannte Schwingungsdämpfer bestehen aus einer von der Kupplung angetriebenen Platte und einer Federhalteplatte, die beabstandet aneinander befestigt sind und mehrere Dämpferfedern in Fenstern aufnehmen, die zwischen der Halteplatte und einem Nabenflansch gebildet sind. Wie US-PS 4,188,805 zeigt, besitzt der Dämpfer eine Nabe mit mindestens zwei radialen Armen, mit der Kolbenplatte verbundenen Antriebsmitteln und axial zu den Nabenarmen ausgerichtete schwimmend angeordnete, an der Nabe gelagerte und mit entgegengesetzten Armen versehene Ausgleicher sowie Dämpferfedern zwischen den Nabenarmen und den Ausgleicherarmen. Dabei sind die Antriebsmittel im Wege der Dämpferfedern angeordnet. Andere mechanische Federdämpfer sind ersichtlich aus US-PS 4,139,995; 4,188,805; 4,188,806; 4,232,534; 4,279,132; 4,302,951; 4,304,107; 4,333,552; 4,347,717; 4,360,352; 4,413,711; 4,427,400; 4,430,064; 4,451,244 und RE32,705; 4,530,673; 4,555,009; 4,585,427; 4,679,678 und 4,702,721, die alle der Anmelderin der vorliegenden Erfindung überschrieben wurden.
Wenn auch alle diese Dämpfer zweckdienlich sind, so erfordem sie doch einen erheblichen Montageaufwand und bedürfen einer großen Anzahl von Federkomponenten, um einen großen Dämpferbereich bei unterschiedlichen Federwegen abzudecken, die für eine bestimmte Kupplung erforderlich sind.
Ein weiteres Beispiel des Standes der Technik ergibt sich aus FR-A-2,492,494, nämlich einem hydraulischen Dämpfer gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
Erfindungsgemäß ist dieser hydraulische Dämpfer gekennzeichnet durch die Merkmale im kennzeichnenden Teil des Patentanspruchs 1.
Eine erfindungsgemäß aufgebaute hydraulische Dämpfereinrichtung besitzt den Vorteil, daß sie leicht zusammengebaut werden kann und nur wenige Teile aufweist, so daß der Systemaufwand verringert und die Kosten gesenkt werden.
Zum besseren Verständnis der Erfindung soll nun eine Ausführungsform beispielhaft anhand der Zeichnung näher erläutert werden. Es zeigen:
Fig. 1 einen Teilschnitt eines hydrodynamischen Wandlers mit einem erfindungsgemäßen hydraulischen Dämpfer;
Fig. 2 einen Teilschnitt eines Nockenfolgerings, der in einer zweiten Betriebsstellung dargestellt ist;
Fig. 3 eine Explosionsansicht der ineinandergesteckten Ringe für den hydraulischen Dämpfer der Erfindung und
Fig. 4 eine Ansicht eines Entlastungsventils des erfindungsgemäßen hydraulischen Dämpfers in Richtung des Pfeils 4 in Fig. 1.
Betrachtet man zunächst Fig. 1, so ist ein hydraulischer Dämpfer 10 zusammen mit einer auf Drehzahl ansprechenden Überbrückungskupplung 11 eines Drehmomentwandlers und hydrodynamischen Wandlers 12 dargestellt. Der Wandler 12 hat ein Gehäuse 14, das von einem Motor 15 angetrieben ist. Das Gehäuse 14 ist an einem Rad 16 befestigt, das mit dem Gehäuse 14 verbunden ist. Eine Turbine 18 und ein Stator 20 erhalten Strömungsmittel von dem Rad. Die Turbine 18 und der Stator 20 sind in bekannter Weise innerhalb des Gehäuses 14 angeordnet und liefern eine Drehmomentvervielfachung für ein angeschlossenes Automatikgetriebe. Der Innenumfang der Turbinenschale 22 ist an der Turbinennabe 24 befestigt, die eine innere genutete Fläche 26 aufweist, in der das genutete Ende 28 der Getriebeeingangswelle sitzt.
Eine drehbare Überbrückungsplatte 30 liegt zwischen der Vorderwand des Gehäuses 14 und dem Dämpfer 10. Eine Druckscheibe 32 liegt am kleinen Durchmesserende der Turbinennabe 24 zwischen dem Gehäuse 14 und dem Dämpfer 10, um hier eine Tragfläche zu bilden.
Die Überbrückungsplatte 30 hat eine äußere Fläche 30a und eine innere Fläche 30b. Die äußere Fläche 30a liegt dem Entlastungsraum 34 zugekehrt, dessen hydraulische Druckbeaufschlagung von dem Getriebe her gesteuert wird. Die innere Fläche 30b ist der Kammer 36 des Drehmomentwandlers zugekehrt, die stets beim Betrieb des Drehmomentwandlers mit Druck beauf schlagt ist.
Die Überbrückungsplatte 30 trägt einen Ring 38 aus Reibwerkstoff innerhalb eines axialen Außenflansches 30c an der Platte 30, der nach innen zur Kammer 36 hin gerichtet ist. Der radial innerste Teil der Überbrückungsplatte ist mit einem axialen Flansch 30d versehen, der an einer Ringfläche 24a der Turbinennabe 24 gleitet. Eine O-Dichtung 39 liegt in der Ringfläche 24a zum Abdichten der Leckage zwischen der Entlastungskammer 34 und der Kammer 36. Ist die Kupplung durch Eingriff des Reibringes 38 und des Gehäuses 14 an dessen Innenseite in Eingriff, so ist der Entlastungsraum 34 gegenüber der Kammer 36 abgedichtet.
Der Dämpfer 10 besteht aus drei ineinandergesteckten Ringen 40. Die drei Ringe 40 bestehen aus einem Anschlagring 42, der an der inneren Fläche 30b mit mehreren am Umfang beanstandeten Nieten 43 befestigt ist, von denen eine in Fig. 1 dargestellt ist. Wie Fig. 3 besser zeigt, besitzt der Anschlagring 42 zwei angeformte Nasen 42a und 42b. Diese Nasen liegen im Winkel gegenüber der senkrechten Mittellinie 44 des Ringes 42 versetzt und bilden Anschläge zur Begrenzung der Relativdrehung zwischen der Überbrückungsplatte 30 und dem von der Turbinennabe 24 gebildeten Abtrieb.
Ein Merkmal der Erfindung liegt darin, daß der Dämpfer 10 an der Drehmomentwandler-Abtriebsnabe 24 mit mehreren am Umfang beabstandeten Antriebsteilen 45 befestigt ist, von derien eine in Fig. 1 dargestellt ist. Die Antriebsteile 45 sind mit ihrem einen Ende 45a an der Außenschale 22 der Turbine 18 angeschweißt und sind mit radial nach außen reichenden Nasen 46 eines Nockenringes 48 der Ringe 40 verbunden. Der Nockenring 48 besitzt ein äußeres Umfangssegment 48a, das abdichtend eine radiale innere Ringfläche 42c des Anschlagringes 42 erfaßt. In der Ruhestellung ist der Druck in den Kammern 34, 36 gleich und eine noch zu beschreibende Federmembran 60 wirkt mit Innenflächen 48b am Nockenring 48 zusammen, um den Nockenring 48 am Anschlagring 42 zu halten und so die Abdichtung an den Flächen 42c und 48a aufrechtzuerhalten. Der Nockenring 48 hat ferner eine radial innere Ringdichtfläche 48c, in der gleitend und abdichtend ein Mitnahmering 50 liegt. Der Nockenring 48 besitzt drei am Umfang beabstandete Nockenflächen 48d, 48e, 48f. Der Mitnahmering 50 hat drei am Umfang beabstandete Mitnahmezungen 52, welche die Flächen 48d bis 48f erfassen. Die Flächen 48d bis 48f sind schräg gerichtet, so daß der Mitnahmering 50 axial nach außen gegenüber dem Nockenring 48 verschoben wird, wenn eine Relativdrehung zwischen dem Nockenring 48 und dem Mitnahmering 50 erfolgt.
Der Mitnahmering 50 besitzt ferner mehrere am Umfang beabstandete Haltetaschen 54 an seiner Innenseite 56, welche Zungen 58 aufnehmen, die an der Federmembran 60 in Umfangsabständen ausgebildet sind, so daß sich eine Verbindung mit den Ringen 40 ergibt, um eine mit Flüssigkeit gefüllte und abgedichtete Dämpferkammer 62 veränderlichen Volumens zwischen den Ringen 40, der Überbrückungsplatte 30 und der Membran 60 zu bilden.
Die Federmembran 60 besitzt insbesondere drei getrennte Tellerfedern 60a bis 60c mit je einem radial nach innen gelegenen Rand 60d bis 60c, die abdichtend an der inneren Fläche 30b der Überbrückungsplatte 30 mit Hilfe einer Niet 64 gehalten sind, die etwas radial außerhalb des Flansches 30d sitzt, wie dies besser die Fig. 1 und 2 zeigen. Zu Beginn der Dämpfung liegen die Tellerfedern 60a bis 60c allgemein parallel zur Überbrückungsplatte 30, wie dies Fig. 1 zeigt. Eine gekrümmte Federstützplatte 66 ist mit einer Niet 64 befestigt und stützt die Federmembran 60 in der in Fig. 2 dargestellten Spannlage ab. Die Federn 60a bis 60c haben ferner radial äußere Ringränder 60g bis 60i, die gegenüber einer Dichtungsringfläche 50a am Mitnahmering 50 an dessen Innendurchmesser abdichten. Die Flüssigkeitsströmung in die Dämpferkammer 62 wird von Drosselöffnungen 68 in der Überbrückungsplatte 30 gesteuert. Die Druckentlastung der Dämpferkammer 62 erfolgt durch ein in Fig. 2 dargestelltes Entlastungsventil. Das Entlastungsventil besitzt ein Federelement 72 mit einem halbkugelförmigen Ventilelement 74. Das Ventilelement 74 sitzt auf einem Sitz 76, wenn die Feder 72 in die Schließlage vorgespannt ist, um eine strömung aus der Entlastungskammer 34 in die Dämpferkammer 62 über einen Entlastungskanal 77 zu sperren. Nieten 78 befestigen das Ende des Ventilelements 74 an der äußeren Fläche 30b.
Im Betrieb wird die Kupplung 11 eingerückt, sobald Druck in der Entlastungskammer 34 verringert wird, beispielsweise dann, wenn eine zugehörige Getriebesteuerung (nicht dargestellt) in einen höheren Fahrgang umgestellt wird. Dann ist es wünschenswert, den Motor mit der Eingangswelle 28 des Getriebes unmittelbar zu kuppeln und der verringerte Druck in der Entlastungskammer 34 führt zu einem Druckunterschied an der Überbrückungsplatte 30, welcher diese Platte 30 an die Vorderseite des Gehäuses 14 drückt. Sobald der Reibbelag 38 am Gehäuse 14 anliegt, erfolgt eine Differenzbewegung zwischen der Überbrückungsplatte 30 und der Bewegung der Abtriebsnabe, die die der Überbrückungsplatte 30 überlagert. Demzufolge verschieben die Antriebsteile 45 den Nockenring 48 in Richtung der Pfeile 80 in Fig. 3. Damit wird der Mitnahmering 50 entgegen der Vorspannkraft der Federmembran 60 verschoben, so daß die Federmembran 60 aus der Stellung der Fig. 1 in die Stellung der Fig. 2 gelangt. Da die Federmembran 60 gegenüber den Ringen 40 und diese relativ zueinander abgedichtet sind, vergrößert sich das Volumen der Dämpferkammer 62, sobald Strömungsmittel durch die Drosselöffnungen 68 strömt. Die Größe der Drosselöffnungen 68 wird so bestimmt, daß die strömung in die Dämpferkammer 62 gedrosselt wird, um am Mitnahmering 50 eine Dämpferkraft zu erzeugen, wenn der Nockenring 48 und die Flächen 48d bis 48f im Winkel verschoben werden. Diese Bewegung führt zu einer nach außen gerichteten Bewegung der Mitnahmezungen 52 an den Nockenflächen 48d bis 48f und dies führt wiederum zu einem axialen Verschieben des Mitnahmeringes 50 gegenüber dem Nockenring 48. Die Dämpferkraft wirkt so Schwingungen und anderen Motorgeräuschen entgegen, die sonst vom Eingang 14 über die Überbrückte Platte 30 übertragen werden, und von dort über die ineinandergesteckten Ringe 40 zum Abtrieb, der von der Turbinennabe 24 gebildet ist.
Die zwischen dem Antrieb und Abtrieb bewirkte Dämpferkraft wird von der Federkonstante der Tellerfedern 60a bis 60c bestimmt, wenn sie sich in die Stellung der Fig. 2 verspannen. Die Dämpferkraft rührt teilweise auch von der Drosselströmung durch die Öffnungen 48 her. Ferner kann die Dämpferkraft durch Verändern der Schräge der Nockenflächen 48d bis 48f abgestimmt werden. Die Dämpferkraft kann so einfach abgestimmt werden, indem man einen bestimmten Federsatz wählt, sowie die Größe der Öffnungen bzw. das Profil der Nockenflächen abhängig von den gewünschten Anforderungen.
Die axiale Verschiebung der Ringe ist in Fig. 2 dargestellt. Damit wird die abgedichtete und mit Öl gefüllte Dämpferkammer 62 axial verschoben. Der Anteil der verschobenen hydraulischen Kammer an den energieverzehrenden Eigenschaften des hydraulischen Dämpfers 10 ist eine unmittelbare Funktion der Volumenänderung der Kammer 62 und der Kalibrierung der Drosselöffnungen 48 zum Steuern der Ölströmung in die Kammer, wenn sich diese vergrößert.
Eine relative Rückwärtsdrehung des Abtriebes (Turbinennabe 24) gegenüber dem Antrieb (Überbrückungsplatte 30 oder Gehäuse 14) kann im Leerlauf auftreten, wenn der Motor von den Rädem her angetrieben wird. Dann sollte die Dämpfer kraft minimal sein und erfindungsgemäß wird dies mit dem Entlastungsventil 72 erreicht, das die Flüssigkeit in der Kammer 62 abführt, wenn der Antrieb angetrieben wird, so daß der Mitnahmering 50 in den Nockenring 50 hineinwandert und damit den Druck in der Dämpferkammer 62 erhöht. Diese Druckerhöhung öffnet das Ventil 72, so daß Flüssigkeit aus der Dämpferkammer austreten kann, ohne durch die Öffnungen 68 zu strömen. Die Federn 60 drücken dann die Flüssigkeit aus der Kammer hinaus und kehren aus der ausgebogenen Lage in Fig. 2 in die Neutralstellung der Fig. 1 zurück.
Die Vorteile der Erfindung liegen darin, daß es der axiale Hub des Mitnahmeringes erlaubt, daß eine große Winkelauslenkung zwischen dem Antrieb und dem Abtrieb erfolgen kann. Die Strömungsdrosselung maximiert das Anpassungsvermögen, da die gewünschte Dämpfung einfach durch Ändern oder Einstellen der Lochgröße erfolgen kann und nicht durch Auswechseln von vielen Druckfedern, wie dies bisher nötig war.
Die Anordnung ist leicht zu montieren und besitzt nur wenige Teile, um den Aufwand zu verringern. Die Tellerfedern verbessern die Lebensdauer des Dämpfers und die Dämpfer drosselöffnungen haben keinen Verschleiß.
Ein anderes Merkmal der Erfindung liegt darin, daß das Arbeitsmittel des Drehmomentwandlers auch als Strömungsmittel für die Kupplung des Dämpfers zwischen dem Eingang und dem Ausgang dient.
Die dargestellte Ausführungsform ist auch eine Verbesserung zur Isolierung von Motor und Antriebsstrang, indem Drehschwingungen und/oder vom Fahrer herrührende transiente Drehmomentschwankungen auftreten.
Wenn hier die Erfindung auch im Zusammenhang mit einem hydraulischen Drehmomentwandler beschrieben worden ist, so eignet sie sich in gleicher Weise für eine Fahrzeugkupplung, eine Torsionskupplung und eine Überbrückungskupplung in einem Drehmomentwandler.

Claims

1. Hydraulischer Dämpfer zum Dämpfen von Motorschwingungen zwischen einem drehbaren Antriebsteil (14) und einem Abtriebsteil (24) in einem Fahrzeugantrieb&sub1; bei dem eine Überbrückungskupplung (30) mit dem drehbaren Antriebsteil (14) in Eingriff gebracht wird, um das Antriebsteil (14) mit dem Abtriebsteil (24) unmittelbar zu kuppeln, wenn ein hydraulischer Druckunterschied an den inneren (30b) und äußeren (30a) Flächen der Überbrückungskupplung (30) auftritt, der von einer Hochdruckkammer (36) an einer Seite der Überbrückungsplatte (30) und einer Entlastungskammer (34) an der gegenüberliegenden Seite der Überbrückungskupplung (30) herrührt, wobei die Entlastungskammer (34) wahlweise mit dem Reservoir einer hydraulischen Druckmittelquelle verbunden ist, die an Mittel (12) zum Unterdrucksetzen der Hochdruckkammer (36) angeschlossen ist, und wobei der Dämpfer gekennzeichnet ist durch einen hydraulischen Dämpfer (10) mit einer flüssigkeitsgefüllten Kammer (62) veränderlichen Volumens zum Ausüben einer Schwingungsdämpferkraft an der Überbrückungsplatte (30) zum Dämpfen von Motorschwingungen zwischen dem Antriebsteil (14) und dem Abtriebsteil (24), wenn die Überbrückungsplatte (30) in Eingriff mit dem Antriebsteil (14) ist, und durch Strömungsmittel-Drosselmittel (68) zum Steuern der Flüssigkeitsströmung in die Kammer (62) veränderlichen Volumens hinein und aus ihr heraus entsprechend der relativen Drehung zwischen dem Antriebsteil (14) und dem Abtriebsteil (24), um so die Größe des Dämpferdrehmomentes an der Überbrückungsplatte (30) entsprechend der Relativbewegung zwischen dem Antriebsteil (14) und dem Abtriebsteil (24) zu steuern.

2. Hydraulischer Dämpfer nach Anspruch 1, insbesondere zur Schwingungsdärnpfung zwischen dem Antriebsteil (14) und dem Abtriebsteil (24) eines hydrodynamischen Wandlers (12), der außerdem die Mittel zum Unterdrucksetzen der Hochdruckkammer (36) bildet.

3. Hydraulischer Dämpfer nach Anspruch 2, bei dem der hydraulische Dämpfer (10) einen Anschlagring (42) aufweist, der an der Überbrückungsplatte (30) befestigt ist, von dem Anschlagring (42) getragene Nockenmittel (48d bis 48f) relativ drehbar zum Abtriebsteil (24), und Mitnahmemittel, die relativ zur Überbrückungsplatte (30) fixiert und von den Nockenmitteln (48d bis 48f) verschiebbar sind, um das Volumen der Kammer (62) veränderlichen Volumens zu verändem, und so eine Strömung von Dämpferströmungsmittel durch die Drosselmittel (68) für eine dämpfende Relativbewegung zwischen dem Antriebsteil (14) und dem Abtriebsteil (24) entsprechend den Drehzahländerungen bei einer Relativbewegung zwischen dem Antriebsteil (14) und dem Abtriebsteil (24) hervorzurufen.

4. Hydraulischer Dämpfer nach Anspruch 2 oder 3, bei dem die flüssigkeitsgefüllte Dämpferkammer (62) veränderlichen Volumens drehbar an der inneren Fläche (30b) der Überbrückungsplatte (30) vorgesehen ist, Mittel mit einer beweglichen Membran (60) zum Abdichten der Dämpferkammer (62) gegen Strömungsmittel-Leckage von der Druckseite des hydrodynamischen Wandlers (12) vorgesehen sind, die Strömungsmittel-Drosselmittel (68) Drosselöffnungen (68) in der Überbrückungsplatte (30) aufweisen, um die Strömung von Dämpfermittel aus der Entlastungskammer (34) in die flüssigkeitsgefüllte Dämpferkammer (62) veränderlichen Volumens zum Erzeugen einer hydraulischen Dämpferkraft an der Überbrückungsplatte zu steuern, wenn sich diese relativ zum Antriebsteil (14) des hydrodynamischen Wandlers (12) verdreht.

5. Hydraulischer Dämpfer nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei dem das Abtriebsteil (24) Mittel (45) trägt, die mit dem Dämpfer (10) verbindbar sind, um den Dämpfer (10) bei einer Relativdrehung zwischen Antriebsteil (14) und Abtriebsteil (24) in einer ersten Richtung zu aktivieren.

6. Hydraulischer Dämpfer nach Anspruch 1 oder 2, bei dem die Kammer veränderlichen Volumens (62) einen ersten Ring (42) an der Überbrückungsplatte (30) mit einer radial inneren Dichtfläche an ihrem Umfang aufweist, einen zweiten Ring (48) mit einer Ringschulter zur Abstützung an dieser Dichtfläche und ferner mit einer radial inneren Nockenfläche (48d bis 48f), Mittel (45,46) zum Verbinden des zweiten Ringes (48) zur Drehung mit dem Abtriebsteil (24), sowie einen dritten Ring (50) innerhalb des zweiten Ringes (48), der abdichtend mit Flächen am dritten Ring (50) und dem zweiten Ring (48) zusammenwirkt, wobei der dritte Ring (50) mit Mitnahmezungen (52) versehen ist, die mit den Nockenflächen (48d, 48f) des zweiten Ringes (48) in Eingriff sind, um den dritten Ring (50) in axialer Richtung zum zweiten Ring (48) bei einer Relativdrehung zwischen Antriebsteil (14) und Abtriebsteil (24) zu verschieben.

7. Hydraulischer Dämpfer nach einem der Ansprüche 2 oder 6, bei dem die Strömungsmittel-Drosselmittel (68,70) Drosselöffnungen (68) in der Überbrückungsplatte (30) aufweisen, um die Strömung von Dämpfermittel aus der Entlastungskammer (34) in die Kammer (72) veränderlichen Volumens zu steuern und eine hydraulische Dämpferkraft auf die Überbrückungsplatte (30) bei einer ersten Relativdrehung zwischen dem Antriebsteil (14) und dem Abtriebsteil (24) des hydrodynamischen Wandlers auszuüben.

8. Hydraulischer Dämpfer nach einem der Ansprüche 1, 2, 3, 6 oder 7, bei dem der hydraulische Dämpfer (10) eine bewegliche Membran (60) aufweist, die Teil der Kammer (62) veränderlichen Volumens bildet.

9. Hydraulischer Dämpfer nach Anspruch 4 oder 8, bei dem die bewegliche Membran (60) eine Ringfederplatte (60a bis 60c) mit einem radial inneren (60d bis 60c) und einem radial äußeren (60g bis 60i) Rand ist, wobei der radial innere Rand (60d bis 60c) abdichtend mit der inneren Fläche der Überbrückungsplatte (30) verbunden ist und Mittel zum abdichtenden Verbinden des radialen äußeren Randes (609 bis 60e) zur Bewegung mit der Verriegelungsplatte (30) vorgesehen sind, um das Volumen der Kammer (62) veränderlichen Volumens zu verändern.

10. Hydraulischer Dämpfer nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei dem die Strömungsmittel-Drosselmittel ein Entlastungsventil an der Überbrückungsplatte (30) aufweisen, um Flüssigkeit aus der Dämpferkammer (62) abzuführen, wenn das Abtriebsteil (24) gegenüber dem Antriebsteil (14) in umgekehrter Richtung verdreht wird.