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Die vorliegende Erfindung betrifft einen hydrodynamischen Drehmomentwandler gemäß dem Oberbegriff des Anspruches 1.
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Ein derartiger hydrodynamischer Drehmomentwandler ist aus der
DE 42 13 341 A1 ,
9, bekannt. Bei diesem hydrodynamischen Drehmomentwandler sind die beiden Dämpferbereiche mit ihren jeweiligen Dämpferfedern radial gestaffelt angeordnet, wobei die beiden Dämpferbereiche mittels einer zwischen denselben vorgesehenen Überbrückungskupplung miteinander in Wirkverbindung versetzbar sind. Dies hat zur Folge, daß auch die mittels eines Kolbens aktivierbare Reibflächenanordnung der Überbrückungskupplung im Bereich radial zwischen den beiden Dämpferbereichen liegt, d. h. im radial mittleren Bereich des Drehmomentwandlers. Bedingt durch die Anordnung der Überbrückungskupplung zwischen den beiden Dämpferbereichen bleibt der radial äußere Dämpferbereich stets untrennbar mit dem Gehäuse des Drehmomentwandlers in Verbindung. Im Gegensatz dazu steht der radial innere Dämpferbereich mit einer Turbinennabe und demnach mit dem Turbinenrad in Verbindung. Eine vergleichbare technische Lösung findet sich auch bei der
DE 43 33 562 A1 ,
4.
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Die
US 4,138,003 A zeigt ebenfalls einen hydrodynamischen Drehmomentwandler mit zwei Dämpferbereichen, bei denen die jeweiligen Dämpferfedern radial gestaffelt angeordnet sind. Beide Dämpferbereiche werden zwar jeweils antriebsseitig mittes des gleichen Kolbens einer Überbrückungskupplung angesteuert, jedoch erfolgt deren Ansteuerung versetzt nacheinander. Zunächst wird der radial äußere Dämpferbereich beaufschlagt, und dadurch das Turbinenrad ausgelenkt, das über einen Freiwinkel gegenüber dem radial inneren Dämpferbereich relativ drehbar ist. Danach werden nacheinander unterschiedliche Dämpferfedern des radial inneren Dämpferbereichs angesteuert. Dadurch kann zwar eine mehrstufige Federkennlinie realisiert werden, jedoch ist der Torsionsschwingungsdämpfer kompliziert, und scheint zudem für die Übertragung hoher Drehmomente nur bedingt geeignet.
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Die
DE 44 31 640 A1 zeigt in
9 einen hydrodynamischen Drehmomentwandler, der lediglich über einen einzigen Dämpferbereich in Zuordnung zu einer Überbrückungskupplung verfügt. Die Überbrückungskupplung weist eine Lamellenkupplung auf, die bei Aktivierung mittels eines Kolbens ein am Gehäuse anliegendes Drehmoment an die Eingangsseite des Dämpferbereichs überträgt, dessen Ausgangsseite über eine ein Verdrehspiel bereitstellende Verzahnung mit einer Turbinennabe in Wirkverbindung steht. Durch die Lamellenkupplung sind zwar selbst hohe Drehmomente sicher übertragbar, jedoch verfügt der Torsionsschwingungsdämpfer lediglich über ein begrenztes Federvolumen zur Dämpfung von Torsionsschwingungen.
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Aus der
DE 39 34 798 A1 ist ein weiterer hydrodynamischer Drehmomentwandler bekannt, bei dem die beiden Dämpferbereiche mit ihren jeweiligen Dämpferfedern radial gestaffelt angeordnet sind. Der radial äußere Dämpferbereich kann über einen Kupplungskolben an das Gehäuse des Drehmomentwandlers angekoppelt werden, wohingegen der radial innere Dämpferbereich in Verbindung mit dem Turbinenrad steht. Dies hat zur Folge, daß auch die Reibflächenanordnung der Überbrückungskupplung im Bereich des radial äußeren Dämpferbereichs liegt, d. h. im radial äußeren Bereich des Drehmomentwandlers. Bedingt dadurch wird der für den Torsionsschwingungsdämpfer insbesondere im radial äußeren Bereich zur Verfügung stehende Bauraum beschränkt, so daß hinsichtlich der Federauslegung des radial äußeren Dämpferbereichs Kompromisse geschlossen werden müssen.
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Es ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen hydrodynamischen Drehmomentwandler vorzusehen, welcher bei einfachem konstruktivem Aufbau ein gutes Dämpfungsverhalten der Torsionsschwingungsdämpferanordnung aufweist.
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Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe durch die im Anspruch 1 angegebenen Merkmale gelöst.
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Zur Herstellung einer Drehverbindung zwischen der Überbrückungskupplung und dem Turbinenrad ist vorgesehen, dass der zweite Dämpferbereich ein antriebsseitiges Dämpferelement aufweist, das vermittels der Überbrückungskupplung im wesentlichen drehfest an das Gehäuse ankoppelbar ist.
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Dabei weist der erste Dämpferbereich ein abtriebsseitiges Dämpferelement auf, das mit dem Turbinenrad, vorzugsweise einer Turbinenschale, im wesentlichen drehfest verbunden ist.
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Bei derartiger Anbindung der beiden Dämpferbereiche an die Überbrückungskupplung beziehungsweise das Turbinenrad wird ein einfacher Kraftfluß zwischen den beiden Dämpferbereichen ermöglicht, wenn eine Zwischenanordnung vorgesehen ist, welche eine abtriebsseitige Komponente für den zweiten Dämpferbereich und eine antriebsseitige Komponente für den ersten Dämpferbereich bildet.
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Bei einer derartigen Ausgestaltung ist vorzugsweise vorgesehen, daß die erste Dämpferelementanordnung zwischen dem abtriebsseitigen Dämpferelement und der antriebsseitigen Komponente wirkt und die zweite Dämpferelementanordnung zwischen dem antriebsseitigen Dämpferelement und der abtriebsseitigen Komponente wirkt.
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Durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung eines Drehmomentwandlers kann das Federvolumen im Bereich des ersten Dämpferbereichs vergrößert werden. Dadurch wird eine Ausgestaltungsform ermöglicht, bei welcher wenigstens die erste Dämpferelementanordnung wenigstens eine Dämpferfederanordnung mit wenigstens zwei Dämpferfedern umfaßt, welche in ihren einander zugewandten Endbereichen über ein in Umfangsrichtung verlagerbares Abstützelement aneinander abgestützt sind, wobei die wenigstens zwei Dämpferfedern in ihren voneinander abgewandt liegenden Endbereichen an einem Dämpferelement oder einer Komponente des jeweiligen Dämpferbereichs abgestützt sind, oder über ein weiteres Abstützelement an einer weiteren Dämpferfeder abgestützt sind.
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Um bei der Verlagerung der Reibflächenanordnung bei dem erfindungsgemäßen Drehmomentwandler ein ausreichendes Kupplungsmoment bereitstellen zu können, wird vorgeschlagen, daß die Überbrückungskupplung eine Lamellenkupplung umfaßt.
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Es sei darauf hingewiesen, daß, sofern im vorliegenden Text von ”Dämpferfedern” oder ”Federn” die Rede ist, dies jegliche Art von Federelement umfaßt, welches eine elastische Rückstellkraft vorsehen kann. Neben Schraubendruck- oder Schraubenzugfedern sind hier auch Gummi- oder Kunststoffbolzenelemente oder dergleichen einsetzbar, die bei Kraftbeaufschlagung verformt werden können und dann eine Rückstellkraft erzeugen. Von Bedeutung ist hier, daß die angesprochenen ”Federn” jeweils Energiespeicher bilden.
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Ferner wird darauf hingewiesen, daß der Ausdruck ”antriebsseitig” oder ”abtriebsseitig” hier in keinem Falle beschränkend zu verstehen ist, diese Formulierung ist mit Bezug auf die Krafteinleitung über das Gehäuse und die Kraftaufgabe über eine Abtriebswelle des Drehmomentwandlers gewählt worden. Es ist selbstverständlich, daß sich bei Schubumkehr wirkungsmäßig eine entsprechende Funktionsumkehr der angesprochenen Bauteile einstellen wird.
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Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden Figuren anhand bevorzugter Ausgestaltungsformen beschrieben. Es zeigt:
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1 eine schematische Teil-Längsschnittansicht eines erfindungsgemäßen Drehmomentwandlers; und
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2 eine vereinfachte Axialansicht des radial äußeren Dämpferbereichs.
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Die 1 zeigt schematisch einen mit 10 bezeichneten hydrodynamischen Drehmomentwandler. Dieser Drehmomentwandler 10 umfaßt ein Gehäuse 12 mit einem Gehäusedeckel 14 und einer Pumpenschale 16, welche einen Teil eines mit 18 bezeichneten und nur schematisch angedeuteten Pumpenrads bildet. Die Pumpenschale 16 trägt eine Mehrzahl von Pumpenschaufeln 20 und ist radial innen mit einer Pumpennabe 22 drehfest verbunden.
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Im Inneren des Drehmomentwandlers 10 ist ein allgemein mit 24 bezeichnetes und schematisch andeteutetes Turbinenrad vorgesehen. Dieses umfaßt eine Turbinenschale 26, welche eine Mehrzahl nicht dargestellter Turbinenschaufeln trägt. Radial innen ist die Turbinenschale 26 durch Verschweißung oder dergleichen mit einer Turbinennabe 28 drehfest verbunden. Die Turbinennabe 28 ist in an sich bekannter Weise mit einer Abtriebswelle, z. B. einer Getriebeeingangswelle, drehfest verbindbar. Zwischen dem Turbinenrad 24 und dem Pumpenrad 8 liegt ein Leitrad 30 mit einer Mehrzahl von Leitradschaufeln 32. Das Leitrad 30 ist über eine Freilaufanordnung 34 auf einer Leitradnabe 36 drehbar angeordnet.
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Ferner umfaßt der Drehmomentwandler 10 eine Überbrückungskupplung 38, durch welche in nachfolgend beschriebener Art und Weise eine drehfeste Verbindung zwischen dem Gehäuse 12, d. h. dem Deckel 14 desselben und dem Turbinenrad 24 hergestellt werden kann. Die Überbrückungskupplung 38 ist vom Typ einer Lamellenkupplung und weist einen Innenlamellenträger 40 auf, der in der dargestellten Ausgestaltungsform zwei Innenlamellen 42 drehfest, jedoch axial verschiebbar trägt. Ein Außenlamellenträger 44 ist am Gehäusedeckel 14, beispielsweise durch Verschweißung oder dergleichen, in einem radial mittleren Bereich festgelegt und trägt eine Mehrzahl von Außenlamellen 46 drehfest, jedoch ebenfalls axial verlagerbar. Ferner ist am Außenlamellenträger 40 ein Axialanschlag 48 vorgesehen, durch welchen die Außenlamellen 46 am Außenlamellenträger 44 gegen übermäßige Axialbewegung gehindert sind. Ein Kolben 50 der Überbrückungskupplung 38 ist nach radial außen hin abgedichtet am Außenlamellenträger 44 axial, d. h. in Richtung einer Wandlerdrehachse A verlagerbar geführt, und ist radial innen an einem Trageabschnitt 52 abdichtend geführt beziehungsweise gelagert. Der Trageabschnitt 52 ist mit dem Deckel 14 des Gehäuses 12 fest verbunden und dient ferner zur axialen Abstützung der Turbinennabe 28 über ein Axiallager 54. Es sei darauf verwiesen, daß ebenso in der anderen axialen Richtung die Turbinennabe 28 beispielsweise über die Leitradnabe 36 an der Pumpennabe 22 abgestützt sein kann, so daß hier in Achsrichtung kein Bewegungsspiel dieser Komponenten vorhanden ist.
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Zwischen den Kolben 50 und dem Deckel 14 ist ein Raum 56 gebildet, der nach radial innen über den Trageabschnitt 52 in Fluidverbindung mit einer Fluidzuführöffnung steht, die beispielsweise zentral in der Abtriebswelle ausgebildet sein kann. Durch Fluidzufuhr in den Raum 56 über die zentrale Öffnung in der Abtriebswelle kann der Kolben 50 in der Darstellung der 1 axial nach rechts verschoben werden, wenn der Druck in der Kammer 56 den im Inneren des Drehmomentwandlers 10 vorherrschenden Druck des Arbeitsfluids übersteigt. Die Fluidzufuhr und Abfuhr in den Innenraum des Drehmomentwandlers 10 kann von herkömmlicher Beschaffenheit sein und wird hier nicht detailliert beschrieben.
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Bei Erhöhung des Drucks in der Kammer 56 und dadurch induzierter Verlagerung des Kolbens 50 auf die Außenlamellen 56 beziehungsweise die Innenlamellen 42 zu preßt der Kolben 50 gegen die ihm am nächsten gelegene Außenlamelle 46, und dadurch den Axialanschlag 48 eine weitergehende Ausweichbewegung der Außenlamellen 46 verhindert ist, werden die Innenlamellen 42 sandwichartig zwischen den Außenlamellen 46 geklemmt. Es ist dann der Drehmomentübertragungszustand, d. h. der Überbrückungszustand der Überbrückungskupplung 38 eingestellt. Die Innenlamellen 42 und die Außenlamellen 46 bilden eine Reibflächenanordnung, die auch Reibbeläge an den Lamellen umfassen kann.
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Man erkennt in 1, daß der erfindungsgemäße Drehmomentwandler 10 ferner eine Torsionsschwingungsdämpferanordnung 60 aufweist, die einen radial äußeren oder ersten Dämpferbereich 62 und einen radial inneren oder zweiten Dämpferbereich 64 aufweist.
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Der radial innere Dämpferbereich 64 umfaßt ein antriebsseitiges Dämpferelement 66, welches aus zwei Deckscheibenelementen 68, 70 gebildet ist, die in axialem Abstand zueinander gehalten sind, miteinander jedoch fest verbunden sind. Das Deckscheibenelement 70 ist nach radial innen verlängert und dort rechtwinklig abgebogen, so daß mit einem zylindrischen Abschnitt 72 ein Lagerbereich gebildet wird, mit welchem das antriebsseitige Dämpferelement 66 auf der Turbinennabe 28 drehbar gelagert ist. Ein Sicherungsring 74 sorgt hier für axiale Halterung des antriebsseitigen Dämpferelements 66 bezüglich der Turbinennabe 28.
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Wie man in 1 erkennt, ist der Innenlamellenträger 40 ausgehend von den Innenlamellen nach radial einwärts abgebogen und ist mit dem antriebsseitigen Dämpferelement 66 beispielsweise durch Verschweißen oder dergleichen fest verbunden.
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Der radial äußere Dämpferbereich 62 weist ebenfalls zwei miteinander fest verbundene Deckscheibenelemente 76, 78 auf, welche über einen axialen Stegbereich 80 miteinander verbunden sind und in einer Verlängerung dieses axialen Stegbereichs mit der Turbinenschale 26, beispielsweise durch Verschweißung oder dergleichen, fest verbunden sind. Die Deckscheibenelemente 76, 78 des radial äußeren Dämpferbereichs bilden ein abtriebsseitiges Dämpferelement 82.
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Es ist ferner eine Zwischenanordnung vorgesehen, welche mit einem radial inneren Bereich zwischen die beiden Deckscheibenelemente 68, 70 des radial inneren Dämpferbereichs 64 eingreift, und in einem radial äußeren Bereich zwischen die Deckscheibenelemente 76, 78 des radial äußeren Dämpferbereichs 62 eingreift. Mit ihrem radial inneren Bereich bildet diese Zwischenanordnung 84 eine abtriebsseitige Komponente 86 für den radial inneren Dämpferbereich 64 und mit ihrem radial äußren Bereich bildet die Zwischenanordnung eine antriebsseitige Komponente 88 des radial äußeren Dämpferbereichs 66.
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Die Deckscheibenelemente 68, 70 und die abtriebsseitige Komponente 86 weisen in an sich bekannter Weise jeweilige Steuerkanten 90, 92 auf, und in entsprechender Weise weist die abtriebsseitige Komponente 86 Steuerkanten 94 auf. An diesen Steuerkanten stützen sich jeweilige Dämpferfedern 96 einer dem radial inneren Dämpferbereich 64 zugeordneten Dämpferelementanordnung 98 ab.
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In entsprechender Weise bilden die Deckscheibenelemente 76, 78 sowie die diesen zugeordnete antriebsseitige Komponente 88 Steuerkanten 100, 102, 104, an welchen sich jeweilige Dämpferfedern einer dem radial äußeren Dämpferbereich 62 zugeordneten Dämpferelementanordnung 108 abstützen.
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Hier kann beispielsweise eine Anordnung vorgesehen sein, bei welcher der radial innere Dämpferbereich 64 einen Teillastdämpfer bildet und der radial äußere Dämpferbereich 62 einen Haupt- oder Lastdämpfer bildet. In entsprechender Weise sind dann jeweils die Federn der Dämpferelementanordnungen 98 beziehungsweise 108 auszugestalten beziehungsweise hinsichtlich ihrer Federkonstante auszubilden. Insbesondere im Bereich der radial äußeren Dämpferelementanordnung kann vorgesehen sein, daß diese eine Mehrzahl von Dämpferfedereinheiten 110 umfaßt, wie sie in 2 dargestellt sind. Jede dieser Dämpferfedereinheiten 110 umfaßt mehrere Dämpferfedern 106, die in Umfangsrichtung aufeinanderfolgend angeordnet sind. Zwischen einander unmittelbar benachbarten Endbereichen 112, 114 zweier Dämpferfedern 106 liegt ein jeweiliger Gleitschuh 116, an welchem die einander benachbarten Federn 106 abgestützt sind, und welche somit eine Kraftumlenkung vorsehen. Die nicht dargestellten voneinander abgewandten Enden der in Umfangsrichtung jeweiligen letzten Federn einer Dämpferfedereinheit 110 stützen sich dann an den jeweiligen Steuerkanten 100, 102, 104 ab. Jede der Dämpferfedereinheiten 110 kann in der dargestellten Weise drei, zwei oder auch mehr als drei Federn 106 umfassen. Dabei können die Federn 106 mit unterschiedlicher Federkonstante ausgewählt sein, so daß ein gestufter Dämpfungsbetrieb vorgesehen werden kann. Die einzelnen Gleitschuhe 116, welche radial außen an dem Stegabschnitt 80 verschiebbar geführt sind, bilden ferner einen Blockschutz für die Federn, da sie in Umfangsrichtung aneinander anstoßen beziehungsweise an Federtellern 118 anstoßen können, über welche die Federn 106 an den jeweiligen Steuerkanten 100, 102, 104 abgestützt sind.
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Um eine axiale Führung für die in Umfangsrichtung relativ langen Dämpferfedereinheiten 110 vorzusehen, reicht, wie in 1 erkennbar, die Turbinenschale 26 axial relativ nahe an die Federn 106 heran, so daß in dieser axialen Richtung ein ungewünschtes Ausweichen der langen Dämpferfedereinheiten 110 verhindert werden kann. An der anderen axialen Seite erkennt man, daß mit dem Deckscheibenelement 76 in Umfangsrichtung verteilt mehrere Abstandselemete 120 verbunden sind, beispielsweise mit einem Vorsprung in Preßpassung in zugehörigen Ausnehmungen aufgenommen sind, welche Abstandselemente 120 dann einen Axialsicherungsring 122 tragen. Dieser Axialsicherungsring 122 verhindert ein Ausweichen der relativ langen Dämpferfedereinheiten 110 in der anderen axialen Richtung.
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Es sei darauf verwiesen, daß beim radial äußeren Dämpferbereich 62 beispielsweise zwei oder drei derartige Dämpferfedereinheiten 110 vorgesehen sein können. Beim radial inneren Dämpferbereich 64 sind vorzugsweise aus Platzgründen in den einzelnen Federfenstern der Deckscheibenelemente 68, 70 beziehungsweise der abtriebsseitigen Komponente 86 jeweils einzelne Federn angeordnet.
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Der Drehmomentwandler 10, der in 1 dargestellt ist, weist den Vorteil auf, daß durch das Verlagern der Überbrückungskupplung 38 nach radial innen, d. h. radial näherungsweise in den Bereich des zweiten Dämpferbereichs 64, radial außen bei der Möglichkeit, das Gehäuse 12 relativ steif auszubilden, viel Bauraum für den äußeren Dämpferbereich 62 geschaffen wird, so daß die vorangehend angesprochene Ausgestaltungsform im Bereich der Dämpferfedereinheiten 110 ermöglicht wird. Da die Überbrückungskupplung 38 als Lamellenkupplung ausgebildet ist, kann trotz der radial kleineren Bauweise derselben ein ausreichendes Kupplungsvermögen sichergestellt werden.
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Von Vorteil ist weiter die Ausgestaltung, bei welcher der radial äußere Dämpferbereich 62 axial bezüglich des radial inneren Dämpferbereichs 64 versetzt ist, um hier Platz für die Turbinenschale 26 in ihrem radial äußeren Bereich zu schaffen, so daß bei Betrachtung in Achsrichtung auch noch eine geringfügige Überlappung zwischen dem radial äußeren Dämpferbereich 62 und der Überbrückungskupplung 38 geschaffen ist.
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Man erkennt, daß bei dem erfindungsgemäßen Drehmomentwandler 10 bei eingerückter Überbrückungskupplung der Kraftfluß von einem radial mittleren Bereich, d. h. dem Bereich, in dem die Überbrückungskupplung 38 in einer dafür vorgesehenen Ausbauchung im Gehäusedeckel 14 aufgenommen ist, zunächst nach radial innen zum antriebssseitigen Dämpferelement 66 und in den Bereich der Turbinennabe 28 geht, vom antriebsseitigen Dämpferelement 66, d. h. den Deckscheibenelementen 68, 70, über die dem radial inneren Dämpferbereich 64 zugeordnete Dämpferelementanordnung 98 zur abtriebsseitigen Komponente 86 verläuft, dann zu der mit dieser integral ausgebildeten antriebsseitigen Komponente 88 des radial äußeren Dämpferbereichs 62 und über die diesem radial äußeren Dämpferbereich 62 zugeordnete Dämpferelementanordnung 108 zum abtriebsseitigen Dämpferelement 82 und somit zur Turbinenradschale 26 verläuft. Der Kraftfluß geht somit von einem radial mittleren Bereich nach radial innen und dann näherungsweise geradlinig nach radial außen und von radial außen über die Turbinenschale 26 und die Turbinennabe 28 wieder nach radial innen und zur Abtriebswelle (nicht dargestellt).
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Es sei noch darauf verwiesen, daß durch in der 1 erkennbare lappenartige Abbiegungen an den Deckscheibenelementen 68, 70 des radial inneren Dämpferbereichs 64 jeweilige Lagesicherungen, sowohl in axialer als auch in radialer Richtung, für die Federn 96 der radial inneren Dämpferelementanordnung 98 geschaffen sind.
