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Die Erfindung betrifft eine Antriebsanordnung für ein allradgetriebenes Kraftfahrzeug, bestehend aus einem Wechselgetriebe und einem nachgeschalteten Zentraldifferential mit einem Eingangsglied und zwei Ausgangsgliedern, von denen das eine mit dem Korb eines Achs- differentiales für die eine Achse und das zweite mit dem eine Untersetzungsstufe enthaltenden Antrieb der zweiten Achse antriebsverbunden ist wobei das Zentraldifferential in einem Gang bei Drehzahlgleichheit der angetriebenen Achsen als Block umläuft und im anderen Gang nicht.
Eine derartige Anordnung ist aus der DE 42 32 365 C1 bekannt. Dort schliesst ein als Planetengetriebe ausgebildetes Zentraldifferential an ein vom zweiradgetriebenem Modell übernommenes Getriebe an und die Untersetzungsstufe ist mit dem Zentraldifferential verblockt, wobei eine Zwischenwelle vorgesehen ist und wobei das Zentraldifferential in einem Gang bei Drehzahlgleichheit der angetriebenen Achsen als Block umläuft. Bei derartigen Anordnungen bereitet die Unterbringung des Zentraldifferentiales - vor allem, wenn es als Planetengetriebe ausgeführt ist - und der achsparallelen Zwischenwelle der Untersetzungsstufe regelmässig Platz- probleme, zumal wenn eine mittige Anordnung des Achsdifferentiales und der zur zweiten angetriebenen Achse führenden Gelenkwelle angestrebt wird.
Aus der EP 128 695 A1 ist eine Antriebsanordnung mit längsliegendem Motor-Getriebeblock bekannt, bei der das Zentraldifferential zwischen Motor und Schaltgetriebe liegt und so die Drehmomentverteilung vom jeweils geschalteten Getriebegang abhängt. Sie hat den Nachteil, dass das Zentraldifferential immer Differenzdrehzahlen auszugleichen hat und daher stärkerem Verschleiss unterliegt und grösser dimensioniert werden muss. Ausserdem wird dadurch die gesamte Abstufung des Schaltgetriebes verzerrt, sodass das Schaltgetriebe für diese Antriebsanordnung jedenfalls mit betrachtlichem Aufwand vollständig neu konstruiert werden muss. Dabei kann auch gleich ein Geländegang vorgesehen werden, sodass keine getrennte Untersetzungsstufe vonnöten ist.
Es ist daher Ziel der Erfindung, eine gattungsgemässe Antriebsanordnung zu schaffen, die die Hinzufügung einer Untersetzungsstufe zu einer bestehenden Antriebseinheit ohne Geländegang mit möglichst geringem konstruktiven Aufwand für die gesamte Antriebsanordnung und unter Verwendung von Platzproblemen gestattet.
Dazu ist erfindungsgemäss die Untersetzungsstufe im Bereich des Achsdifferentiales der zweiten angetriebenen Achse angeordnet. So wird ein nachgeschalteter Geländgang, und nebstbei die auch erwünschte Änderung der Drehmomentverteilung im Gelände, erreicht, ohne an der aus Motor, Schaltgetriebe und Antrieb der einen Achse bestehenden Antriebseinheit irgendwelche Änderungen vornehmen zu müssen, und daher auch ohne jegliche Platzprobleme in diesem Bereich. Durch die Verlegung der Untersetzungsstufe nach hinten tritt im Geländegang praktisch im gesamten Antriebsbereich keine Erhöhung des Drehmomentes auf. Das kommt auch der die beiden Achsen verbindenden Gelenkwelle zugute. Die angegebene Wahl des Übersetzungs- verhältnisses wird bei einem zweigängigen Gruppengetriebe in der Regel den Strassengang ("High") betreffen.
In diesem wird das Zentraldifferential dann nicht durch Drehzahldifferenzen beansprucht. Die Übersetzung im anderen Gang ("Low") des Gruppengetriebes kann dann entsprechend der erforderlichen Drehmomenterhöhung gewählt werden.
Eine Sperre des Zentraldifferentiales ist deshalb nicht vorgesehen. Sie ist auch nicht erforderlich, weil durch die erfindungsgemässe Anordnung im Geländegang die Funktion einer konventionellen, unter der Abkürzung ASR bekannten, Schlupfregelung verbessert wird. Die Drehzahl eines einzelnen schlupfenden Rades bei Auslösen des selektiven Bremseingriffes ist bei der erfindungsgemässen Anordnung im Geländegang wesentlich niederer und der Motor gibt bereits bei wesentlich geringerer Radgeschwindigkeit ein ausreichendes Drehmoment ab, sodass auch die Zurücknahme der Motorleistung leicht zu verkraften ist.
In einer vorteilhaften Weiterbildung ist die Untersetzungsstufe ein Planetengetriebe, dessen Sonnenrad mit dem Zentraldifferential, dessen Hohlrad mit einer Schaltkupplung und dessen Planetenträger mit der zweiten angetriebenen Achse antriebsverbunden ist, wobei die Schalt- kupplung wahlweise die Verbindung entweder mit dem Sonnenrad oder mit einem feststehenden Teil herstellt (Anspruch 2). Ein so aufgebautes Planetengetriebe ergibt bei minimalem Raumbedarf den für die Geländeuntersetzung erforderlichen Stufensprung und gestattet ein einfaches und schnelles Umschalten.
In einer weiteren vorteilhaften Weiterbildung ist das Zentraldifferential als Planetengetriebe mit
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vom Schaltgetriebe aus angetriebenem Hohlrad ausgerührt (Anspruch 3). Dadurch kann die Drehmomentverteilung zwischen den beiden Achsen variiert werden, bei Doppelplaneten in besonders weiten Grenzen. Welche der verschiedenen möglichen Zuordnungen der Glieder des Planetengetriebes vorteilhaft ist, hängt auch von den gewünschten Momentenverteilungen zwischen Vorderachse und Hinterachse in den beiden Fahrstufen ab.
In einer vorteilhaften Ausführungsform ist die Untersetzungsstufe dem treibenden Rad des Winkeltriebes vorgeordnet (Anspruch 4). Sie ist der Hinterachsantriebseinheit somit in Fahrtrichtung vorgeordnet. Wenn der Planetenträger der Untersetzungsstufe direkt an das Winkel- getriebe anschliesst, ist auch die Baulänge nur gering. Bei üblichen Fahrzeugen mit vorne liegen- dem Schaltgetriebe kommt die Untersetzungsstufe so unter der Fondsitzbank zu liegen, wo genug Bauraum vorhanden ist. Nebstbei gewinnt man noch eine kürzere bzw. steifere Kardanwelle.
In einer anderen vorteilhaften Ausführungsform liegt die Untersetzungsstufe zwischen dem getriebenen Rad des Winkeltriebes und dem Achsdifferential der zweiten Achse, also quer (Anspruch 5). Bei dieser Anordnung braucht auch der Winkeltrieb für die zweite Achse nicht für das höhere Moment im Geländegang verstärkt werden. Bei direkter Verbindung zwischen Planeten- träger und Achsdifferential brauchen somit nur die Radantriebswellen verstarkt werden. Schliesslich nimmt die Baulänge des Antriebes der zweiten Achse überhaupt nicht zu und der Raumbedarf ist kaum grösser als der eines Differentiales alleine.
Besonders günstige Einbaumasse und niedere Kosten werden erreicht, wenn die Untersetzungsstufe mit dem Achsdifferential der zweiten angetriebenen Achse verblockt bzw. mit diesem in einem gemeinsamen Gehäuse untergebracht ist (Anspruch 6).
Im folgenden wird die Erfindung anhand von Abbildungen zweier Ausführungsbeispiele beschrieben. Dabei ist:
Figur 1 eine schematische Darstellung der erfindungsgemässen Anordnung in einer ersten
Ausführungsform,
Figur 2 eine schematische Darstellung der erfindungsgemässen Anordnung in einer zweiten
Ausführungsform,
Figur 3 eine schematische Darstellung der erfindungsgemässen Anordnung in einer dritten
Ausführungsform.
In Figur 1 sind ein Antriebsmotor 1, eine Kupplung 2 und ein Schaltgetriebe 3 nur angedeutet.
Ein Ausgangszahnrad 4 des Schaltgetriebes treibt über ein Eingangszahnrad 5 ein das Zentraldifferential bildendes Planetengetriebe 6. Dieses besteht aus einem Hohlrad 10, einem Sonnenrad 11 und zwei Sätzen Planetenrädern 12,13, die auf einem Planetenträger 14 gelagert sind. Durch die zwei Sätze Planetenräder 12,13 stimmt der Drehsinn und die Momentenverteilung kann in weiten Grenzen den Erfordernissen angepasst werden.
Das Sonnenrad 11 ist mittels einer ersten Hohlwelle 15 mit dem Korb 17 eines Achs- differentiales 16 verbunden, von dem beiderseits Radantriebswellen 18,19 zu den Vorderrädern 20 gehen. Das Planetengetriebe 6 und das Achsdifferential 16 sind mit den Antriebswellen 18,19 koaxial. Der Planententräger 14 ist mit einer zweiten Hohlwelle 23 verbunden, die eine das Achsdifferential 16 umgebende Erweiterung 24 bildet. Diese trägt ein Kegelrad 25, das mit einem weiteren Kegelrad 26 einen Winkeltrieb zum Antrieb der zu einer in der Nähe der zweiten angetriebenen Achse angeordneten Untersetzungsstufe 30 führenden Kardanwelle 27 bildet. In dem Zentraldifferential 6 ist somit das Hohlrad 10 Eingangsglied und das Sonnenrad 11 und der Planetenträger 14 sind die Ausgangsglieder.
Die Untersetzungsstufe 30 ist als zweistufiges Planetengetriebe ausgebildet, das in einer Stufe direkt durchtreibt und in der anderen Stufe die Drehzahl verringert und damit das Moment erhöht.
Dieses Planetengetriebe treibt über Kegelräder 31,32 und ein Differentialgetriebe die Halbwellen 34,35 der zweiten angetriebenen Achse. Die Untersetzungsstufe 30 besteht aus einem von der Kardanwelle 27 angetriebenen Sonnenrad 40, einem mit dem Kegelrad 31 antriebsverbundenen Planetenträger 41 mit Planetenrädern 42 und aus einem Hohlrad 43. Dieses Hohlrad ist mit einem konzentrischen Mitnehmerring 44 antriebsverbunden, der mittels einer Schaltmuffe 45 wahlweise entweder mit einer Mitnehmernabe 46, die von der Kardanwelle 27 aus angetrieben wird, oder mit einem gehäusefesten Kuppelring 47 verbunden ist. Das Gehäuse ist nur angedeutet und mit 49 bezeichnet. Die Kupplungsmuffe 45 wird beispielsweise von einem Fluidzylinder 48 verschoben.
Bei der Auslegung und bei der Wahl der Zähnezahlen des die Untersetzungsstufe bildenden
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Planetengetriebes 30 ist zu beachten: a) Die Verteilung des Drehmomentes auf die Achsen im Strassengang ist durch die
Auslegung des Zentraldifferentiales 6 direkt gegeben. b) Die Verteilung des Drehmomentes auf die Achsen im Geländegang hängt mit der
Zugkrafterhöhung des Geländeganges im Vergleich zum Strassengang in folgender Weise zusammen :
a x M + b x M = M Strassengang
1 a x M + k x b x M = i x M Geländegang oder
2* a'xM+ b'xM= M worin k der Übersetzungssprung zwischen Strassen- und Geländegang,
M das dem Zentraldifferential 6 zugeführte Drehmoment, a der Anteil der Vorderachse am Drehmoment im Strassengang, b der Anteil der Hinterachse am Drehmoment im Strassengang, a' der Anteil der Vorderachse am Drehmoment im Geländegang, b' der Anteil der Hinterachse am Drehmoment im Geländegang, und i die zugkraftwirksame Steigerung des Gesamtmomentes an den
Rädern ist. c) Aus den beiden Gleichungen (1*, 2*) für den Geländegang folgt:
EMI3.1
Damit lässt sich der Übersetzungssprung k für die Untersetzungsstufe aus den gewünschten Momentenverteilungen und aus der gewünschten Zugkrafterhöhung im Geländegang errechnen.
Zahlenbeispiel:
EMI3.2
<tb> Momentenverteilung <SEP> im <SEP> Strassengang <SEP> : <SEP> a <SEP> = <SEP> 0,6 <SEP> b <SEP> = <SEP> 0,4
<tb>
<tb> Zugkrafterhöhung <SEP> im <SEP> Geländegang: <SEP> i <SEP> = <SEP> 2 <SEP> (Verdoppelung)
<tb>
<tb> Erforderlicher <SEP> Übersetzungssprung: <SEP> k <SEP> = <SEP> (i-a) <SEP> :b <SEP> =3,5
<tb>
<tb> Momenten <SEP> Verteilung <SEP> im <SEP> Geländegang: <SEP> a' <SEP> = <SEP> 0,3 <SEP> b' <SEP> = <SEP> 0,7
<tb>
Die Verteilung des Drehmomentes hat sich also im Geländegang zur Hinterachse verschoben.
Das Zentraldifferential 6 läuft jetzt mit Relativdrehzahlen entsprechend den ungleichen Übersetzungen von Vorderachsantrieb und Hinterachsantrieb um, da die Räder der beiden Achsen über die Strasse gekoppelt sind.
Die Ausführungsform der Fig. 2 unterscheidet sich von der der Fig. 1 nur durch die Anordnung der Untersetzungsstufe 30 zwischen dem von der Gelenkwelle 50 getriebenen Winkeltrieb 51,52 und dem Achsdifferential 33. Dabei sind die Teile 40 bis 48 identisch denen der Figur 1, lediglich der Planetenträger 41 ist mit dem Differentialkorb 33 verbunden bzw. sogar mit ihm einstückig und das Sonnenrad 40 ist über eine Hohlwelle 53 mit dem Kegelrad 52 verbunden, in deren Innerem die Antriebswelle 34 verläuft. Die Untersetzungsstufe und das Achsdifferential 33 sind mit Vorteil in einem gemeinsamen Gehäuse 5 zusammengefasst. Es könnten aber auch zwei miteinander verblockte Gehäuse sein.
In dem Ausrührungsbeispiel der Figur 3 ist der Motor 1' mit Kupplung 2' und Schaltgetriebe 3' längs angeordnet. Von diesem Schaltgetriebe aus treibt eine Hohlwelle 81 eine Zentraldifferential 80, von dem eine Welle 82 durch das Schaltgetriebe 3' hindurch und über einen Winkeltrieb 83 auf den Korb 84 des Differentiales 85 der ersten angetriebenen Achse führt. Eine Gelenkwelle 86 führt vom Zentraldifferential 80 zur Untersetzungsstufe 30', die hier identisch mit der Figur 1 und auch ebenso angeordnet ist, sie könnte aber auch gemäss Figur 2 angeordnet sein. Der Korb des Zentraldifferentials 80 ist somit dessen Eingangsglied, Ausgangsglieder sind die mit den Wellen 82 und 86 verbundenen Antriebsräder im Inneren des Korbes.
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The invention relates to a drive arrangement for a four-wheel drive motor vehicle, consisting of a change gear and a downstream central differential with an input member and two output members, one of which with the basket of an axle differential for the one axle and the second with the drive containing a reduction stage second axle is connected to the drive, the central differential revolving as a block in one gear when the speed of the driven axles is the same and not in the other gear.
Such an arrangement is known from DE 42 32 365 C1. There, a central differential designed as a planetary gearbox connects to a gearbox adopted from the two-wheel drive model and the reduction stage is blocked with the central differential, an intermediate shaft being provided and the central differential rotating as a block in one gear when the driven axles are equal in speed. In such arrangements, the accommodation of the central differential - especially if it is designed as a planetary gear - and the axially parallel intermediate shaft of the reduction stage regularly creates space problems, especially if a central arrangement of the axle differential and the drive shaft leading to the second driven axle is desired.
From EP 128 695 A1 a drive arrangement with a longitudinal engine gearbox block is known, in which the central differential is between the engine and the manual gearbox and so the torque distribution depends on the gearbox being shifted. It has the disadvantage that the central differential always has to compensate for differential speeds and is therefore subject to greater wear and tear and must be dimensioned larger. In addition, the entire gradation of the manual transmission is distorted, so that the manual transmission for this drive arrangement must in any case be completely redesigned with considerable effort. An off-road gear can also be provided at the same time, so that no separate reduction stage is required.
It is therefore the aim of the invention to provide a generic drive arrangement which allows the addition of a reduction stage to an existing drive unit without an off-road gear with the least possible design effort for the entire drive arrangement and using space problems.
For this purpose, according to the invention, the reduction stage is arranged in the area of the axle differential of the second driven axle. In this way, a subsequent off-road aisle, and besides the desired change in the torque distribution in the terrain, is achieved without having to make any changes to the drive unit consisting of the motor, manual transmission and drive of one axle, and therefore without any space problems in this area. By moving the reduction step backwards, there is practically no increase in torque in the off-road area in the entire drive area. This also benefits the PTO shaft connecting the two axes. The selection of the gear ratio specified will generally concern the street gear ("high") for a two-speed group transmission.
In this case, the central differential is not stressed by speed differences. The gear ratio in the other gear ("low") of the group transmission can then be selected in accordance with the required increase in torque.
There is therefore no provision for locking the central differential. It is also not necessary because the arrangement according to the invention improves the function of a conventional slip control known under the abbreviation ASR. The speed of an individual slipping wheel when the selective brake intervention is triggered is considerably lower in the arrangement according to the invention in the off-road gear and the motor delivers sufficient torque even at a significantly lower wheel speed, so that the reduction in engine power can also be easily coped with.
In an advantageous further development, the reduction stage is a planetary gear, the sun gear of which is drive-connected to the central differential, the ring gear of which is connected to a clutch and the planet carrier to the second driven axle, the clutch either providing the connection either with the sun gear or with a fixed part (Claim 2). A planetary gear set up in this way results in the step change required for the reduction of the terrain with minimal space requirements and allows simple and quick switching.
In a further advantageous development, the central differential is a planetary gear
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from the manual transmission driven ring gear (claim 3). This allows the torque distribution between the two axes to be varied, with double planets within particularly wide limits. Which of the different possible assignments of the elements of the planetary gear is advantageous also depends on the desired torque distributions between the front axle and the rear axle in the two driving stages.
In an advantageous embodiment, the reduction stage precedes the driving wheel of the angular drive (claim 4). It is upstream of the rear axle drive unit in the direction of travel. If the planet carrier of the reduction stage connects directly to the angular gear, the overall length is also only small. In conventional vehicles with a manual gearbox at the front, the reduction stage is located under the rear bench seat where there is enough installation space. In addition, you also get a shorter or stiffer propshaft.
In another advantageous embodiment, the reduction stage lies between the driven wheel of the angular drive and the axle differential of the second axle, that is to say transversely (claim 5). With this arrangement, the angular drive for the second axis does not need to be reinforced for the higher moment in the off-road gear. With a direct connection between the planet carrier and the axle differential, only the wheel drive shafts need to be reinforced. Finally, the overall length of the drive of the second axis does not increase at all and the space requirement is hardly larger than that of a differential alone.
Particularly favorable installation dimensions and low costs are achieved if the reduction stage is blocked with the axle differential of the second driven axle or is accommodated with it in a common housing (claim 6).
The invention is described below with the aid of illustrations of two exemplary embodiments. Here is:
Figure 1 is a schematic representation of the arrangement according to the invention in a first
Embodiment,
Figure 2 is a schematic representation of the arrangement according to the invention in a second
Embodiment,
Figure 3 is a schematic representation of the arrangement according to the invention in a third
Embodiment.
In Figure 1, a drive motor 1, a clutch 2 and a manual transmission 3 are only indicated.
An output gear 4 of the gearbox drives a planetary gear 6, which forms the central differential, via an input gear 5. This comprises a ring gear 10, a sun gear 11 and two sets of planet gears 12, 13, which are mounted on a planet carrier 14. Due to the two sets of planet gears 12, 13, the direction of rotation is correct and the torque distribution can be adapted to requirements within wide limits.
The sun gear 11 is connected by means of a first hollow shaft 15 to the basket 17 of an axle differential 16, from which wheel drive shafts 18, 19 go to the front wheels 20 on both sides. The planetary gear 6 and the axle differential 16 are coaxial with the drive shafts 18, 19. The planet carrier 14 is connected to a second hollow shaft 23, which forms an extension 24 surrounding the axle differential 16. This carries a bevel gear 25 which, together with a further bevel gear 26, forms an angular drive for driving the propshaft 27 leading to a reduction stage 30 arranged in the vicinity of the second driven axis. In the central differential 6, the ring gear 10 is thus the input member and the sun gear 11 and the planet carrier 14 are the output members.
The reduction stage 30 is designed as a two-stage planetary gear, which drives through directly in one stage and reduces the speed in the other stage and thus increases the torque.
This planetary gear drives the half shafts 34, 35 of the second driven axis via bevel gears 31, 32 and a differential gear. The reduction stage 30 consists of a sun gear 40 driven by the cardan shaft 27, a planet carrier 41 with planet gears 42 connected to the bevel gear 31 and a ring gear 43 Driving hub 46, which is driven by the cardan shaft 27, or is connected to a coupling ring 47 fixed to the housing. The housing is only hinted at and labeled 49. The coupling sleeve 45 is displaced, for example, by a fluid cylinder 48.
When designing and choosing the number of teeth of the reduction stage
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Planetary gear 30 must be observed: a) The distribution of the torque on the axles in the street gear is by
Interpretation of the central differential 6 given directly. b) The distribution of the torque on the axles in the off-road gear depends on the
The increase in tractive effort of the off-road aisle compared to the street aisle in the following way:
a x M + b x M = M street aisle
1 a x M + k x b x M = i x M off-road or
2 * a'xM + b'xM = M where k is the translation jump between street and off-road,
M the torque supplied to the central differential 6, a the share of the front axle in the torque in the street gear, b the share of the rear axle in the torque in the street gear, a 'the share of the front axle in the torque in the off-road gear, b' the share of the rear axle in the torque in the off-road gear, and i the increase in the total torque effective to the tractive force
Wheels. c) From the two equations (1 *, 2 *) for the off-road it follows:
EMI3.1
In this way, the translation jump k for the reduction step can be calculated from the desired torque distributions and from the desired increase in tractive force in the off-road gear.
Numerical example:
EMI3.2
<tb> Torque distribution <SEP> in <SEP> street aisle <SEP>: <SEP> a <SEP> = <SEP> 0.6 <SEP> b <SEP> = <SEP> 0.4
<tb>
<tb> increase in tractive force <SEP> in the <SEP> off-road: <SEP> i <SEP> = <SEP> 2 <SEP> (doubling)
<tb>
<tb> Required <SEP> translation step: <SEP> k <SEP> = <SEP> (i-a) <SEP>: b <SEP> = 3.5
<tb>
<tb> Moments <SEP> Distribution <SEP> in the <SEP> off-road: <SEP> a '<SEP> = <SEP> 0.3 <SEP> b' <SEP> = <SEP> 0.7
<tb>
The distribution of torque has shifted to the rear axle in off-road.
The central differential 6 now runs at relative speeds corresponding to the unequal ratios of the front axle drive and the rear axle drive, since the wheels of the two axles are coupled via the road.
The embodiment of FIG. 2 differs from that of FIG. 1 only in the arrangement of the reduction stage 30 between the angular drive 51, 52 driven by the cardan shaft 50 and the axle differential 33. The parts 40 to 48 are identical to those of FIG. 1, only the planet carrier 41 is connected to the differential cage 33 or even in one piece with it and the sun gear 40 is connected via a hollow shaft 53 to the bevel gear 52, inside which the drive shaft 34 runs. The reduction stage and the axle differential 33 are advantageously combined in a common housing 5. But it could also be two interlocked housings.
In the exemplary embodiment in FIG. 3, the motor 1 'with clutch 2' and manual transmission 3 'is arranged lengthways. From this gearbox, a hollow shaft 81 drives a central differential 80, from which a shaft 82 leads through the gearbox 3 'and via an angular drive 83 to the cage 84 of the differential 85 of the first driven axle. An articulated shaft 86 leads from the central differential 80 to the reduction stage 30 ', which here is identical to FIG. 1 and also arranged in the same way, but it could also be arranged according to FIG. The cage of the central differential 80 is thus its input member, the output members are the drive wheels connected to the shafts 82 and 86 inside the cage.