ĐỒ Án tốt nghiệP ĐỀ TÀI: Thiết kế hệ thống lái trên xe cơ sở ô tô huyndai 24 tấn hd 370 mục lụC

Chọn vật liệu chế tạo trục vít là thép 35, vật liệu chế tạo êcu bi là gang CH 18-36 (Theo tài liệu chi tiết máy tập 2).

Xác định đường kính trung bình của trục vít theo điều kiện bền mòn, và theo công thức sau:

(2.24)

Trong đó: (chọn ren vít có dạng hình thang)

Với: h, H: Lần lượt là chiều cao làm việc vủa ren vít và chiều cao của êcu.

X: Số vòng ren của êcu.

Thay h, x vào công thức (2.24) ta có:

(2.25)

Theo xe tham khảo ta có d_tv=40 mm.

Thay số vào công thức (2.25) ta có:

(mm)

Theo số liệu tham khảo ta chon đường kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt là: d_rq=150 (mm)

Thay vào công thức (1.1):

Trong đó: R_o: Bán kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt.

R_o=d_rq/2=75 (mm)

t, i : Bước vít và tỷ số truyền của cơ cấu lái.

i = i=24.1,14=27,36

= (mm)

Lấy theo tiêu chuẩn t=20 (mm)

Tính lại tỷ số truyền của cơ cấu lái:

(Thỏa mãn sai số cho phép)

Góc vít của trục vít theo công thức (2.13):

Chiều cao làm việc của ren vít là:

* Tính toán độ bền và độ cứng vững của trục vít.

Khi tính toán trục vít, coi trục vít là thanh thẳng chịu tác dụng của uốn xoắn, xoắn và lực dọc trục.

Ở đây ta tính bền trong trường hợp tiếp xúc ở điểm giữa.

Lực dọc trục do bánh răng rẻ quạt tác dụng lên trục vít theo công thức (2.12)

= (N)

Lực vòng của trục vít:

Lực hướng kính tác dụng lên trục vít T:

T= (N)

Vì trục vít ngắn nên không cần kiểm tra về độ bền và độ ổn định.

* Chọn bi: Theo xe tham khảo, chọn đường kính của bi là: D=8 (mm)

2.2.4. Tính bánh răng rẻ quạt và thanh răng.

Bánh răng rẻ quạt là bánh băng trụ răng thẳng.

Ta có: Z: Số răng của bánh răng rẻ quạt.

T: Bước răng của bánh răng rẻ quạt.

M: Môđun.

d_rq: Đường kính vòng chia.

a) Tính bánh răng rẻ quạt theo độ bện tiếp xúc.

Tính toán nhằm thỏa mãn điều kiện tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi các đôi răng ăn khớp không vượt quá trị số cho phép .

Ứng suất tiếp xúc lớn nhất được tính theo công thức HÉC đối với hai hình trụ tiếp xúc dọc đường sinh. Ta có điều kiện bền:

(2.26)

Trong đó:

q_n: Cường độ tải trọng pháp tuyến (tải trọng riêng).

: Bán kính cong tương đương của bề mặt

Z_M: Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu

Do bánh răng rẻ quạt chế tạo bằng thép nên Z_M=275 (MPa)^1/2. Hiện tượng tróc rỗ xảy ra tại phần chân răng gần vòng tâm ăn khớp, nên ta tính toán độ bền tiếp xúc của răng tại tâm ăn khớp.

Đối với mỗi bánh răng thẳng cường độ tải tròng pháp tuyến, có xét đến sự phân bố không đều tải trọng theo chiều rộng vành khăn răng và tải trọng động.

Để đơn giản trong tính toán ta giả thiết có hai răng ăn khớp cụng một lúc. Do đó tổng chiều dài tiếp xúc l_H bằng chiều rộng vành răng b_w.

Bán kính cong tương đương:

Trong đó:

Do đó: (2.28)

Từ công thức trên ta suy ra công thức kiểm nghiệm bánh răng rẻ quạt theo độ bền tiếp xúc.

(2.29)

Trong đó:

M_d: Mômen quay trục bánh răng rẻ quạt.

: Ứng suật tiếp xúc cho phép (MPa).

Z_H: Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,tính theo công thức:

Bánh răng rẻ quạt được thiết kế với độ dịch chỉnh bằng 0, ta có và tính được .

Hệ số tập trung tải trọng tra theo đồ thị trên hình 10-14 (Trang 157-CTM tập 1).

Đặt ;

Với bánh răng bằng thép Z_M=275 (Mpa)^1/2.

Hệ số chiều rộng bánh răng phụ thuộc vào vị trí của bánh răng so với các ổ. Trong trường hợp thiết kế, bánh răng rẻ quạt đặt ở vị trí đối xứng nên ta có thể lấy =0,3-0,4, ta chọn =0,4.

Do vậy chiều rộng bánh răng

Hệ số dùng để tra ra các hệ số và (theo hình 10 – 14 CTM tập 1).

Bánh răng rẻ quạt thường chế tạo bằng thép 35X, đôi khi chế tạo bằng thép xêmăngtit 20X. Trong đồ án này ta chế tạo bánh răng rẻ quạt bằng thép C45 thường hóa, độ rắn 200HB, , phôi rèn.

Độ rắn của vật liệu chế tạo HB<350, nên ta tìm được =0,01, chọn sơ bộ hệ số K_HV=1,2.

Thay những thông số trên vào công thức (2.29) ta tính được ứng suất tác dụng lên bề mặt răng của bánh răng rẻ quạt:

Thỏa mãn ứng suất cho phép

* Tính môđun bánh răng rẻ quạt:

Chọn môđun m=6 (mm).

Đối với bộ truyền bánh răng thẳng không dịch chỉnh, ta có các thông số của bánh răng rẻ quạt như sau:

- Số răng của bánh răng rẻ quạt:

- Đường kính đỉnh răng: d_a=d_rq+2.m=150+2.6=162 (mm)

- Đường kính chân răng: d_f=d_rq-2,5.m=150-2,5.6=135 (mm)

- Góc ăn khớp:

- Chiều rộng bánh răng:

- Khoảng cách trục: =75 (mm)

- Môđun của bánh răng rẻ quạt: m=6

b) Tính bánh răng rẻ quạt theo độ bền uốn.

Ứng suất uốn được tính theo công thức sau đây:

(MN/m²) (2.31)

Trong đó:

t: Bước của trục vít vô tận.

: Góc nghiêng của đường ren vít vô tận.

h và b: Chiều cao và chiều rộng tương ứng của bánh răng rẻ quạt.

Lực dọc T được xác định theo công thức:

(MN)

Thay số vào công thức trên ta tính được:

Chiều rộng bánh răng rẻ quạt: b=30 (mm).

Chiều cao bánh răng rẻ quạt: h=(162-135)/2=13,5 (mm)

Bước vít của trục vít: t=20,48 (mm)

Thay váo công thức (2.31) ta tính được ứng suất uốn:

<

Thỏa mãn điều kiện cho phép.

2.3. THIẾT KẾ TRỢ LỰC LÁI.

2.3.1. Lựa chọn phương án trợ lực lái.

a) Yêu cầu đối với trợ lực lái.

Mặc dù trợ lực lái là cơ cấu được sử dụng để giảm lực lái nhưng mức độ giảm phải khác nhau phụ thuộc vào điều kiện chuyển động. Và nó phải đảm bảo được yêu cầu sau:

- Khi hệ thống của trợ lực lái gặp sự cố thì hệ thống lái vẫn có thể làm việc. Nếu hư hỏng xảy ra làm ngừng việc cấp dầu từ bơm đến cơ cấu lái thì người lái được xe mà không cần tới trợ lực. Ngay cả khi bơm dầu của trợ lực lái không làm việc hay có rò rỉ (đứt) các đường ống của hệ thống trợ lực lái, dẫn đến đường ống hoàn toàn mất tác dụng thì người lái, dẫn đến đường ống hoàn toàn mất tác dụng thì người lái vẫn đảm bảo điều khiển được xe nhưng với một lực lái lớn hơn.

- Đảm bảo một lực lái thích hợp: Công dụng chính của trợ lực lái là giảm lực lái đồng thời nó là một cơ cấu an toàn, mức độ giảm lực lái phải phù hợp với từng điều kiện chuyển động của xe. Nói chung, lực lái lớn khi xe đứng yên hay chạy chậm, Ở tốc độ trung bình cần lực lái nhỏ hơn và lực lái giảm dần khi tốc độ tăng. Chỉ cần lực lái nhỏ khi tốc độ xe cao vì ma sát giữa bánh xe và mặt đường giảm. Nói cách khác cần phải đạt được lực lái phù hợp ở bất kỳ dải tốc độ nào và cùng lúc đó “cảm giác đường” phải được truyền tới người lái. Để đảm bảo được lực lái thích hợp trên các xe hiện đại được trang bị những thiết bị đạc biệt đi kèm với trợ lực lái trên bơm hoặc van điện tử như: Kiểu cảm biến tốc độ xe, kiểu cảm biến tốc độ động cơ.

- Khắc phục hiên tượng tự cường hóa khi ô tô vượt qua chỗ lõm, đường xấu, có khả năng cường hóa lúc lốp xe bị hỏng, để cho người lái vừa phanh ngặt vừa dữ được hướng chuyển động ban đầu của xe.

- Thời gian cường hóa phải là tối thiểu và chỉ cường hóa khi lực quay vòng lớn.

Như vậy sử dụng hệ thống trợ lực lái đảm bảo tính năng vận hành của xe, giảm được lực đánh lái và chọn được tỷ số truyền của hệ thống lái thích hợp hơn. Nhưng hệ thống lái có trợ lực làm mòn lốp nhanh hơn, kết cấu phức tạp hơn và khối lượng bảo dưỡng cũng tăng lên so với hệ thống lái không có cường hóa.

Với nhiệm vụ thiết kế ta chọn phương án trợ lực lái thủy lực vì nó có các ưu điểm sau:

1. 
   Kích thước và khối lượng gọn nhẹ, dễ bố trí.
   
2. 
   Có hiệu quả tác động cao đặc biệt là tính tùy động (tính chép hình).
   
3. 
   Tốc độ tác động cao (độ chậm tác dụng khoảng 0,05 giây).
   
4. 
   Đóng vai trò giảm chấn, giảm những va đập từ mặt đường ngược lên hệ thống lái.
   
5. 
   Hệ thống tuần hoàn kín nên độ an toàn hoạt động cao và ít sẩy ra hư hỏng.
   

* Nguyên lý làm việc:

Khi lực P trên vành lái bé, bộ cường hóa không làm việc ô tô quay vòng do bản thân người lái. Lúc này cả buồng trước và buồng sau xi lanh thông nhau. Áp suất trong các đường ống cân bằng nhau, khi sức cản quay vô lăng tăng bộ cường hóa bắt đầu làm việc, trục lái quay đẩy trụ phân phối dịch chuyển trong giới hạn khoảng hở. Một trong các buồng xi lanh làm việc sẽ nối với đường dầu đi, áp suất chất lỏng tăng sẽ làm pittong bắt đầu dịch chuyển và qua một số chi tiết làm quay đòn quay đứng.

Khi ngừng quay vòng, do pittong tiếp tục dịch chuyển, trụ phân phối chiếm vị trí trung gian và bộ cường hóa thôi làm việc. Muốn tiếp tục quay vòng ô tô phải tiếp tục chuyển trụ phân phối. Nếu bộ cường hóa bị hỏng thì hệ thống lái vẫn làm việc được.

Phản lực tác dụng ngược lên vô lăng càng lớn khi sức cản quay vòng càng tăng. Các trụ phản ứng truyền phản lực này làm tăng áp lực chiều trục lên ổ bi tì này hay ổ bi tì kia.

2.3.2. Xây dựng đường đặc tính của hệ thống lái.

a) Đặc tính của hệ thống lái khi chưa có trợ lực.

Hệ thống lái có tỷ số truyền không thay đổi, kích thước các đòn cũng không thay đổi, do vậy lực tác dụng lên vành lái tuyến tuyến tính so với lực cán quay. Do vậy ta có đường đặc tính khi chưa có trợ lực lái được thể hiện như sau:

b) Đường đặc tính của trợ lực lái khi có trợ lực.

Lực tác dụng lên bộ trợ lực P_t là:

P_t= P_L – P

Trong đó:

P_L: Lực đặt lên vành lái khi không có trợ lực. P_L=1004 N.

P: Lực người lái đặt lên vành lái lớn nhất khi có trợ lực.

Không nên chọn P quá nhỏ vì P nhỏ khi quay riêng các bánh dẫn hướng tại chỗ lốp sẽ mòn nhanh. Đối với ô tô du lịch P=40 – 70 (N), đối với ô tô tải trung bình , xe tải cỡ lớn và ô tô buýt P=150 – 200 (N), đối với ô tô tải cỡ thật lớn P=300 – 400 (N). Đôi khi trong loại ô tô tải cỡ lớn người ta làm thêm cơ cấu có thể gài bộ trợ lực khi ô tô đứng yên.

Đối với xe thiết kế ta chọn P=200 (N).

Vậy ta có: P_t= P_L – P=1004-200=804 (N)

Để tính toán kích thước của cơ cấu phân phối lực, ta phải chọn sơ bộ lực trợ lực lái đặt tại cơ cấu lái P_t1 và trợ lực lái cầu thứ hai P_t2.

Chọn sơ bộ P_t1=500N, P_t2=304N.

P_t1, P_t2: Lực trợ lực đặt tại cơ cấu lái và trợ lực lái cầu sau quy về vô lăng.

Trợ lực làm việc khi lực người lái đặt lên vành lái là 40 (N) tương ứng với mô men cản quy về đầu đòn quay đứng là 216 (N).

Khi có trợ lực đường đặc tính được thể hiện trên hình vẽ:

Hình 2.11: Đường đặc tính khi có trợ lực

2.3.3.Tính xi lanh trợ lực.

a) Tính trợ lực đặt tại cơ cấu lái.

Lực trợ lực của cơ cấu lái quy về vô lăng là:

(2.32)

Trong đó:

P: Áp suất bơm sinh ra, áp suất này dẫn đến pisttong xi lanh lực.

i_tl: Tỷ số truyền từ vành lái đến xi lanh lực (bằng tỷ số truyền của cơ cấu lái i_tl=i_w=24).

Ft: Diện tích pittong của xi lanh lực.

: Hiệu suất của cơ cấu lái: =0,8.

Theo kinh nghiệm thiết kế ta chọn áp suất của bơm P=300 (N/cm²). Thay vào công thức (2.32) ta có:

Đường kính xi lanh của cơ cấu lái:

Trong đó:

d: Đường kính trục vít

(mm).

* Tính hành trình làm việc của pittong trợ lực lực lái:

Góc quay lớn nhất của bánh răng rẻ quạt từ vị trí trung gian bằng góc quay lớn nhất của đòn quay đứng, do đó góc đành lái lớn nhất của vô lăng từ phía trái sang phải là:

Trong đó:

Hành trình S_c của pittong là chiều dài cung tròn của ánh răng rẻ quạt ứng với góc quay lớn nhất .

* Tính trợ lực cầu dẫn hứng thú hai:

Trợ lực cầu dẫn hướng thứ hai quy về vô lăng là:

(2.33)

Trong đó:

P: Áp suất bơn sinh ra, áp suất này dẫn đến pittong xi lanh lực.

i_t2: Tỷ số truyền từ vành lái đến xi lanh lực.

F₂: Diện tích pittong của xi lanh lực.

: Hiệu suất truyền lực từ vành lái đến xi lanh trợ lực ( =0,7)

Tính tỷ số truyền i_t2.

Thay vào công thức (2.33) ta có:

Đường kính D pittong trợ lực cầu dẫn hướng thứ hai là:

Trong đó:

d: Đường kính cần đẩy pittong (mm). Theo tài liệu thủy lực thể tích: . Thay vào công thức (2.34) ta có: =95(mm).

* Tính hành trình pittong trợ lực lái cầu hai:

Gọi S_p là một nửa hành trình của pittong, theo hình (2.5) ta có:

Trong đó:

l_t, a, c: Kích thước trên hình vẽ (2.6). Chọn l_t=270 (mm) theo số liệu tham khảo thực tế.

: Góc lắc lớn nhất đòn lắc thứ hai ( =23⁰8^’).

Hành trình toàn bộ của pittong là:

S=2.S_p=2.116,1=232,2 (mm).

* Chỉ số hiệu dụng trợ lực lái K:

Trong đó:

P_l: Lực tác dụng lên vành tay lái khi không có cường hóa.

P_c: Lực tác dụng lên vành lái khi có cường hóa cũng trong những điều kiện quay vòng như trên.

P_t: Lực do bộ trợ lực quy về vành tay lái.

P_t=P_t1+P_t2

Trong đó:

D: Đường kính xi lanh lực

d: Đường kính thanh đẩy pittong (chính là đường kính trục vít vô tận).

p: Áp suất môi trường trong xi lanh lực.

i: Tỷ số truyền từ bộ trợ lực tới vành lái.

Trong các bộ trợ lực lái hiện nay K=2 – 6.

(2.37)

Trong đó:

d₂: Đường kính pittong của trợ lực cầu thứ hai.

P: Áp suất của môi trường trong xi lanh của trợ lực cầu thứ hai.

Trợ lực lái ở cơ cấu lái và trợ lực lái cầu hai đều được điều chỉnh áp suất bởi cùng một bơm.

- Chỉ số hiệu dụng trợ lực lái:

- Chỉ số phản lực của bộ trợ lực lên vành tay lái .

Trong đó:

dP_c: Số gia lực tác dụng lên vành lái khi đã có trợ lực.

dP_l: Số gia lực tác dụng lên vành lái khi chưa có trợ lực.

Trong bộ cường hóa hiện nay =0,15 – 0,30.

Chỉ số phản lực của bộ cường hóa lên vành tay lái : (theo công thức (2.38))

b) Tính độ bền của xi lanh lực.

Xi lanh lực chịu áp suất P=500 N/cm² nên ta chọn vật liệu chế tạo là gang xám. Độ bóng làm việc của bề mặt xi lanh lực thường là cấp 10 hoặc 9. Trong những trường hợp khác có thể gia công đạt độ bóng cấp 8.

Mặt trong xi lanh phải được mài bóng và đạt cấp chính xác cao từ 5 – 10.

Khi tính độ bền của xi lanh lực thì bỏ qua những tác động ngẫu nhiên lên nó (va đập từ bên ngoài) mà chỉ chú ý đến áp suất chất lỏng bên trong xi lanh.

Chiều dầy thành xi lanh được xác định theo công thức:

Trong đó:

t: Chiều dầy của thành xi lanh.

d: Đường kính trong của xi lanh.

* Tính độ dày xi lanh lực của cơ cấu lái:

d = 75 (mm) = 7,5 (cm)

P = 500 N/cm²

D_n: Đường kính ngoài xi lanh.

* Tính đường kính li lanh trợ lực cầu thứ hai:

d = 95 mm = 9,5(cm)

p = 500 N/cm²

D_n = 2.25 + 95 = 145(mm)

Ứng suất cho phép của xi lanh lực được xác định theo công thức:

(2.40)

Đối với xi lanh lực của cơ cấu lái:

Đối với xi lanh lực của trợ lực lái cầu sau:

Vậy điều kiện bền của hai xi lanh được đảm bảo.

Với bơm trợ lực là bơm cánh gạt, hiệu suất =0,75 – 0,85.

Năng suất của bơm được tính theo công thức:

(2.41)

Trong đó:

F: Diện tích piston bộ trợ lực lái (m²).

S: Hành trình toàn bộ của piston khi quay các bánh xe dẫn hướng từ vị trí giới hạn bên này sang vị trí giới hạm bên kia (m).

n: Số vòng quay cực đại của vành tay lái (v/ph). n=2,33 vòng

: Góc quay vành lái (rad) ứng với toàn bộ góc quay của các bánh xe dẫn hướng từ vị trí giới hạn bên này sang vị trí giới hạn bên kia.

: Hiệ suất của bơm: Chọn =0,85

: Tiêu hao chất lỏng qua trụ phân phối: .

Chọn .

Năng suất của bơm: Q=Q₁+Q₂

Tính Q₁

F₁, S₁ được tính ở phần trên.

S₁=102,07 (mm) =102,07.10^-3 (m)

F₁=3200 (mm²)=3200.10^-6 (m²)

Thay các giá trị vào công thức (2.42) ta có:

Tính Q₂

(2.43)

S₂=232,2 (mm) =232,2.10^-3 (m)

F₂=3575 (mm²)=3575.10^-6 (m²)

Thay các giá trị vào công thức (2.43) ta có:

Năng suất của bơm là:

Q_b=Q₁+Q₂=75,57.10^-6 + 192.10^-6=267,75.10^-6(m³/s)

Năng suất tính toán của bơm Q phải đạt được số vòng quay lớn hơn số vòng quay khi động cơ chạy không tải từ 25% trở lên.

Đối với xi lanh trợ lực cầu dẫn hướng thứ hai, do diện yichs tác dụng của hai buồng khác nhau nên cần có van tiết lưu để trợ lực đượ cân bằng.

Do lực tác dụng của hai buồng là như nhau nên ta có:

p1. = p2.

500.( - ) = p2.

p2 = 357 (N/ )

Theo phương trình Becnuli:

Trong đó:

Z: Độ cao hình học (m)

P: Áp suất chất lỏng (N/m2)

v: Vận tóc chất lỏng (m/s)

g: Gia tốc trọng trường g = 9,8 (m/s²)

: Hiệu số hiệu chỉnh động năng, = 1 khi chảy rối = 2 khi chẩy tầng. Lấy = 2.

Khi tính toán lấy z₁=z₂ .

V₁ Tính theo độ dịch chuyển của van trượt và thời gian tác dụng, lấy v₁=26 (m/s) từ đó ta tính được v₂:

= 36,46 (m/s)

Do lưu lượng qua ống không đổi nên ta có:

F₁.v₁=F₂.v₂

Với: F₁, F₂: Tiết diện của đường dầu và tiết diện tiết lưu.

Chọn F₁ theo kinh ngiệm, F₁=3,14 (cm²).

(cm²)

Từ đó ta tính được đường kính lỗ tiết lưu d=1,7cm.

Khi đang lái người lái tác dụng vào vô lăng một lực 40N thì thắng được lực cản của lò xo định tâm, trợ lực bắt đầu làm việc. Mô men quay trục đòn quay đứng tương ứng là 216 (N.m).

Lực dọc trục vít tác dụng lên lò xo định tâm có giá trị bằng lực vòng trên bánh răng rẻ quạt.

= = 2880 (N)

Chọn vật liệu làm lò xo là dây thép, ứng suất xoắn cho phép

= o,5. = 0,5.2700 = 1350 (MPa)

d 1,6 = 5,5(mm)

Lấy d=6 (mm)

Đường kính là xo D=4.d=4.6=24(mm)

Số vòng làm việc của lò xo:

n = = = 2,5 (vòng)

Số vòng làm việc thực tế của lò xo là: (vòng)

Chuyển vị lớn nhất của lò xo:

Bước của vòng lò xo khi chưa chịu tải:

t = d + 1,2. /n = 6 + 1,2.7,68/2,5 = 10 (mm)

KẾT LUẬN

Trên đây em đã trình bấy phần thuyết minh đồ án tố nghiệp của em. Có thể nói trong quá trình thực hiện đố án đã giúp cho em hiểu rõ hơn phần lý thuyết đã được học 5 năm ở trường đại học, thật sự bổ ích cho các kỹ sư tương lai sau khi ra trường. trong quá trình làm đồ án đã giúp cho em tổng hợp được kiến thức chuyên ngành và các môn hóc sau 5 năm học.

Với đề tài được giao là: Thiết kế hệ thống lái trên cơ sở ô tô HYUNDAI 24 tấn HD 370.

Em nhận thấy đây là một đề tài thiết thực, mang tính thực tế cao. Nhiệm vụ của đề tài là thiết kế hệ thống lái đảm bảo người lái khiều khiển xe được dễ dàng nhằn nâng cao tính an toàn trong vận hành cung như trong quá trình sử dụng xe. Trong quá trình thự hiện đã giúp em hiểu rõ hơn về hệ thống lái nhó chung và đặc biệt là hệ thống lái của dòng xe tải cỡ lớn.

Trong quá trình thực hiện đồ án tốt nghiệp em đã cố gắng để hoàn thành dưới sự hưỡng dẫn tận tình của thầy Vũ Văn Tấn và các thầy trong bộ môn Cơ Khí Ô Tô, cũng như sự giúp đỡ của bạn bè . Hiện nay đò án của em đã cơ bản hoàn thành nhưng do kiến thức về lý thuyết cũng như thực tế còn nhiều mặt thiếu sót và thời gian có hạn nên trong quá trình hoàn thành còn rất nhiều thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo tận tình của các thầy để đồ án của em hoàn thiện hơn và bổ xung nhung thiếu sót về kiến thức sau 5 năm học. Em xin chân thành cảm ơn.

Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn tới thầy giáo Vũ Văn Tấn và toàn thể các thầy trong bộ môn đã giúp em hoàn thiện đồ án tố nghiêp.

Hà nội: Ngày…….Tháng……Năm…..

Sinh viên thực hiện

Phạm Quốc Trị

TÀI LIỆU THAM KHẢO

. PGS.TS Nguyễn Khắc Trai

“ Cấu tạo gầm ô tô tải, ô tô buýt”

Nhà xuất bản Giao Thông Vận Tải – Năm 1996

. TS Trương Mạnh Hùng

” Bài giảng cấu tạo ô tô”

Hà nội – 2009

. Nguyễn Hưu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài, Lê Thị Vàng

“ Lý thuyết ô tô máy kéo”

Nhà xuất bản khoa học kỹ thuật – Năm 2003

. Ngô Khắc Hùng

“Kết cấu và tính toán ô tô”

Nhà xuất bản giao thông vận tải – Năm 2006

. Trương Minh Chấp, Dương Đình Khuyến, Nguyễn Khắc Trai

“Thiết kế và tính toán ô tô”

Nhà xuất bản giao thông vận tải – Năm 1971

. Phạm Minh Thái

“Thiết kế hệ thống lái của ô tô - máy keo bánh xe”

Trường đại học bách khoa Hà Nội – Năm 1991

. Trương Tất Đích

“ Chi tiết máy tập I, tập II”

Nhà xuất bản Giao Thông Vận Tải Hà Nôi – Năm 2002

. Đặng Quý

“ Thiết kế ô tô”