Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong tiến trình công nghiệp hóa và hiện đại hóa, ngành công nghiệp ô tô giữ vai trò là một trong những ngành kinh tế mũi nhọn, đóng góp quan trọng vào nhu cầu đi lại cũng như vận chuyển hàng hóa, hành khách. Cùng với sự phát triển về số lượng phương tiện, các yêu cầu kỹ thuật đặt ra cho ô tô ngày càng khắt khe, đặc biệt là các tiêu chí về độ an toàn, độ bền, tính tiện nghi trong điều khiển và giảm thiểu tác động đến môi trường.

Hệ thống ly hợp là một trong những cụm chi tiết chính thuộc hệ thống truyền lực, chịu tác động trực tiếp và liên tục từ các yếu tố địa hình, tải trọng, môi trường và điều kiện nhiệt độ vận hành. Đối với kỹ sư ngành Kỹ thuật cơ khí và sinh viên ngành Máy, việc nắm vững cấu tạo, nguyên lý làm việc, phương pháp tính toán thiết kế, bảo dưỡng và điều chỉnh ly hợp là yêu cầu chuyên môn cốt lõi.

Đề tài tập trung giải quyết các nhiệm vụ nghiên cứu và thiết kế cụ thể sau:

  1. Nghiên cứu tổng quan về chức năng, phân loại và yêu cầu kỹ thuật của hệ thống ly hợp trên ô tô.
  2. Phân tích các dạng kết cấu ly hợp và các phương án điều khiển dẫn động, từ đó lựa chọn phương án tối ưu cho dòng xe tải hạng trung và nặng.
  3. Thực hiện tính toán thiết kế chi tiết cụm ly hợp ma sát và hệ thống dẫn động điều khiển cho xe tải trọng 8 tấn dựa trên các thông số kỹ thuật của xe tham khảo Hyundai HD170.
  4. Xây dựng quy trình công nghệ gia công chi tiết cơ khí điển hình trong cụm ly hợp (chi tiết đòn mở ly hợp).

Đối tượng nghiên cứu của đồ án là cụm ly hợp ma sát khô và cơ cấu điều khiển dẫn động cơ khí trợ lực khí nén. Phạm vi nghiên cứu giới hạn trong việc tính toán động học, động lực học, độ bền nhiệt và gia công cơ khí cụm ly hợp trên dòng xe tải có tải trọng 8 tấn (tổng tải trọng toàn bộ 17.100 kg), được thực hiện tại Khoa Cơ khí - Trường Đại học Thủy Lợi Hà Nội vào tháng 12 năm 2012.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án xây dựng dựa trên hệ thống cơ sở lý thuyết tính toán hệ thống truyền lực ô tô và máy kéo:

  • Khung lý thuyết tính toán: Sử dụng phương pháp luận và các công thức giải tích chuyên ngành từ tài liệu "Thiết kế hệ thống ly hợp của ôtô - máy kéo" (Lê Thị Vàng, Trường Đại học Bách khoa Hà Nội, 1992) kết hợp với công thức thực nghiệm tính toán công trượt ly hợp của Viện Nghiên cứu Ô tô và Động cơ Ô tô Quốc gia (HAMH).
  • Phương pháp nghiên cứu:
    • Phương pháp phân tích - tổng hợp: So sánh ưu, nhược điểm của các dạng ly hợp (ly hợp ma sát lò xo trụ, lò xo đĩa, ly hợp thủy lực, biến mô thủy lực, ly hợp điện từ, ly hợp ly tâm chân không) và 4 phương án dẫn động điều khiển.
    • Phương pháp tính toán giải tích động học và động lực học: Xác định mô-men ma sát, kích thước hình học đĩa ma sát, áp suất bề mặt ma sát, công trượt và sự biến thiên nhiệt độ của các chi tiết.
    • Phương pháp kiểm nghiệm sức bền vật liệu: Đánh giá ứng suất xoắn của lò xo giảm chấn, ứng suất dập của chốt truyền lực, ứng suất uốn và cắt nguy hiểm tại đòn mở và chạc ngắt ly hợp.
  • Nguồn dữ liệu kỹ thuật: Các thông số đầu vào được trích xuất từ tài liệu kỹ thuật của dòng xe tham khảo Hyundai HD170 (động cơ diesel có công suất cực đại 290 ps tại 2000 vòng/phút, mô-men xoắn cực đại $M_{emax} = 110\text{ kG.m}$, đường kính bánh đà $D_{bđ} = 365\text{ mm}$, lốp $11.00 - 20$).

Thiết kế và tính toán kỹ thuật cụm ly hợp

Căn cứ vào điều kiện làm việc của xe tải 8 tấn, phương án được lựa chọn là ly hợp ma sát khô loại hai đĩa bị động (thường đóng) kết hợp hệ thống dẫn động cơ khí trợ lực khí nén.

Thông số kỹ thuật đầu vào và kết quả tính toán cơ bản

Đại lượng / Thông số Ký hiệu Giá trị tính toán / Tiêu chuẩn Đơn vị
Khối lượng toàn tải của xe $G_a$ 17.100 $\text{kg}$
Mô-men xoắn cực đại của động cơ $M_{emax}$ 110 ($1079,1$) $\text{kG.m}$ ($\text{N.m}$)
Hệ số dự trữ ly hợp $\beta$ 2,0 -
Mô-men ma sát cần thiết $M_{ms}$ 220 $\text{kG.m}$
Bán kính ngoài đĩa ma sát $R_2$ 175 ($D_2 = 350$) $\text{mm}$
Bán kính trong đĩa ma sát $R_1$ 100 ($D_1 = 200$) $\text{mm}$
Bán kính ma sát trung bình $R_{tb}$ 141 $\text{mm}$
Số lượng đĩa bị động / Số đôi bề mặt ma sát $n$ / $i$ 2 / 4 -
Áp suất riêng trên bề mặt ma sát $q$ 1,957 ($[q] = 2,0$) $\text{kG/cm}^2$
Công trượt khi khởi hành tại chỗ $L$ 2924,64 $\text{kG.m}$
Công trượt riêng $l_o$ 1,13 ($[l_o] = 4,0 \div 6,0$) $\text{kGm/cm}^2$
Độ tăng nhiệt độ đĩa ép trung gian $\Delta T$ 5,95 ($[\Delta T] = 8 \div 10$) $^\circ\text{C}$
Tổng lực ép cực đại của lò xo ép $P'$ 2340,4 $\text{kG}$
Lực tác dụng lên bàn đạp khi có trợ lực $Q_{bđ}$ 20 (chưa trợ lực: 85,04) $\text{kG}$
Lực sinh ra từ bộ trợ lực khí nén $P_c$ 289,9 $\text{kG}$
Đường kính danh nghĩa xilanh trợ lực $D$ 110 (tính toán: 82) $\text{mm}$

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Tổng quan về hệ thống ly hợp trên ôtô

Chương 1 hệ thống hóa toàn diện cơ sở lý thuyết về ly hợp trên phương tiện giao thông đường bộ:

  • Công dụng: Truyền và ngắt mô-men xoắn từ động cơ sang hệ thống truyền lực khi xe khởi hành hoặc chuyển số; bảo vệ hệ thống truyền lực không bị quá tải khi phanh đột ngột.
  • Phân loại kết cấu: Phân loại theo phương thức truyền mô-men (ma sát, thủy lực, nam châm điện, liên hợp); theo hình dạng chi tiết ma sát (đĩa, nón, trống); theo phương thức phát sinh lực ép (lò xo trụ bố trí xung quanh, lò xo đĩa, nửa ly tâm, ly tâm) và theo trạng thái làm việc (thường đóng, thường mở).
  • Nguyên lý các dạng ly hợp đặc thù:
    • Ly hợp ma sát: Sử dụng lò xo trụ hoặc lò xo đĩa ép chặt đĩa bị động vào bánh đà.
    • Ly hợp thủy lực và biến mô thủy lực: Truyền động năng qua dòng chất lỏng từ bánh bơm sang bánh tuabin; biến mô có thêm bánh phản lực (đặt trên khớp một chiều) giúp khuếch đại mô-men xoắn lên đến 2,5 lần khi khởi hành và tích hợp ly hợp khóa (Lock-up) để chống tổn hao dòng chảy ở tốc độ cao.
    • Ly hợp ly tâm chân không, ly hợp điện từ và ly hợp bột từ: Điều khiển tự động lực ép bề mặt thông qua áp suất chân không hoặc từ trường cuộn dây điện từ.
  • Yêu cầu kỹ thuật: Truyền tối đa mô-men động cơ không trượt, đóng êm dịu, tách dứt khoát nhanh chóng, mô-men quán tính phần bị động nhỏ, thoát nhiệt tốt, lực bàn đạp nhẹ và tuổi thọ cao.

Chương 2: Lựa chọn phương án thiết kế và dẫn động ly hợp

Nội dung chương tập trung đánh giá, lựa chọn kết cấu cụm ly hợp và hệ thống điều khiển:

  • Lựa chọn kết cấu ly hợp: Đối với xe tải trọng 8 tấn có mô-men xoắn động cơ lớn, tác giả phân tích và quyết định chọn loại ly hợp ma sát hai đĩa bị động, dạng thường đóng. Việc sử dụng hai đĩa giúp tăng gấp đôi số bề mặt ma sát ($i = 4$), cho phép giảm đường kính ngoài đĩa ma sát từ $547\text{ mm}$ (nếu dùng 1 đĩa) xuống $350\text{ mm}$, vừa vặn với đường kính bánh đà $D_{bđ} = 365\text{ mm}$ của động cơ tham khảo.
  • So sánh 4 phương án dẫn động:
    1. Dẫn động cơ khí thuần túy: Kết cấu đơn giản nhưng lực tác dụng lên bàn đạp quá lớn đối với xe tải nặng.
    2. Dẫn động thủy lực: Đóng ngắt êm dịu nhưng yêu cầu độ kín khít cao, dễ rò rỉ và giảm hiệu suất ở nhiệt độ thấp.
    3. Dẫn động thủy lực trợ lực khí nén: Điều khiển nhẹ, ngắt dứt khoát nhưng kết cấu rất phức tạp.
    4. Dẫn động cơ khí trợ lực khí nén (Phương án được chọn): Đảm bảo tính an toàn cao; khi hệ thống khí nén gặp sự cố, hệ thống đòn bẩy cơ khí vẫn duy trì khả năng điều khiển ly hợp; mang lại cảm giác bàn đạp chuẩn xác cho lái xe và thuận tiện trong bảo dưỡng.

Chương 3: Tính toán thiết kế cụm ly hợp

Chương 3 là phần trọng tâm thực hiện toàn bộ các phép tính động lực học, nhiệt học và độ bền:

  • Tính toán kích thước đĩa ma sát: Xác định bán kính ngoài $R_2 = 175\text{ mm}$, bán kính trong $R_1 = 100\text{ mm}$, bề rộng vành ma sát $b = 75\text{ mm}$, bán kính trung bình $R_{tb} = 141\text{ mm}$. Áp suất làm việc $q = 1,957\text{ kG/cm}^2 < [q] = 2,0\text{ kG/cm}^2$ (với vật liệu phêrađô trên thép, hệ số ma sát $\mu = 0,3$).
  • Kiểm nghiệm nhiệt và mài mòn:
    • Bán kính làm việc trung bình của bánh xe: $r_b = 0,5\text{ m}$.
    • Công trượt sinh ra khi khởi hành: $L = 2924,64\text{ kG.m}$.
    • Công trượt riêng: $l_o = 1,13\text{ kGm/cm}^2 \le [l_o] = 4,0 \div 6,0\text{ kGm/cm}^2$.
    • Độ gia nhiệt của đĩa ép trung gian (với khối lượng $G_t = 5,0\text{ kg}$, nhiệt dung riêng gang thép $c = 0,115\text{ kcal/kg}^\circ\text{C}$): $\Delta T = 5,95^\circ\text{C} < [\Delta T] = 8 \div 10^\circ\text{C}$.
  • Tính toán hệ thống dẫn động cơ khí trợ lực khí nén: Tỉ số truyền chung hệ dẫn động $i_c = 34,4$. Lực người lái đạp bàn đạp giảm từ $85,04\text{ kG}$ xuống còn $20\text{ kG}$ nhờ bộ trợ lực khí nén sinh lực $P_c = 289,9\text{ kG}$ (áp suất khí nén $p = 7\text{ kG/cm}^2$). Đường kính xilanh cường hóa chọn theo tiêu chuẩn là $D = 110\text{ mm}$.
  • Tính toán bộ giảm chấn xoắn trên đĩa bị động:
    • Mô-men dập tắt dao động: Mô-men ma sát $M_2 = 2729,25\text{ kG.cm}$ (dập dao động tần số thấp); mô-men lò xo $M_1 = 8187,75\text{ kG.cm}$ (dập dao động tần số cao).
    • Bộ phận đàn hồi: Gồm 8 lò xo giảm chấn bố trí trên bán kính $R_1 = 60\text{ mm}$ và 4 cặp vòng ma sát bố trí tại $R_2 = 45\text{ mm}$.
    • Kiểm nghiệm lò xo giảm chấn: Vật liệu thép 65 ($[\tau] = 6500\text{ kG/cm}^2$), đường kính dây $d' = 4\text{ mm}$, đường kính ngoài $D' = 16\text{ mm}$, số vòng làm việc $n_0 = 5$ vòng, chiều dài tự do $l_2 = 25\text{ mm}$. Khe hở giới hạn biến dạng $\delta_1 = \delta_2 = 3,5\text{ mm}$, đường kính thanh tựa $d = 12\text{ mm}$ lắp trong lỗ $B = 19\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm các chi tiết truyền lực và cơ cấu mở:
    • Chốt truyền lực từ bánh đà sang đĩa chủ động: Sử dụng 4 chốt thép 35 đặt trên bán kính $R_n = 190\text{ mm}$, đường kính chốt $d_0 = 20\text{ mm}$. Ứng suất dập tính toán $\sigma'{cd} = 14,46\text{ kG/cm}^2$ và $\sigma''{cd} = 7,24\text{ kG/cm}^2$, thấp hơn rất nhiều so với giới hạn cho phép $[\sigma_{cd}] = 200\text{ kG/cm}^2$.
    • Đòn mở ly hợp: Gồm 3 đòn bằng thép 35 xianuya hóa ($[\sigma_u] = 6000\text{ kG/cm}^2$, $[\tau] = 4242,6\text{ kG/cm}^2$), tính được môđun chống uốn $W_u \ge 2,66\text{ cm}^3$, diện tích tiết diện cắt $F \ge 1,91\text{ cm}^2$.
    • Chạc ngắt ly hợp: Môđun chống uốn $W_u \ge 4,5\text{ cm}^3$, diện tích tiết diện cắt $F \ge 1,8\text{ cm}^2$.

Chương 4: Quy trình công nghệ gia công chi tiết

Chương 4 phân tích chức năng và công nghệ chế tạo chi tiết đòn mở ly hợp:

  • Chức năng và điều kiện làm việc: Đòn mở có dạng càng, một đầu tựa lên thân ly hợp, đầu kia liên kết với đĩa ép để tách đĩa khi ngắt truyền động. Chi tiết chịu mô-men uốn/xoắn nhỏ, chịu tải trọng va đập theo chu kỳ khi đóng mở, nhiệt độ làm việc không cao.
  • Yêu cầu kỹ thuật gia công:
    • Kích thước các lỗ cơ bản đạt cấp chính xác 7 đến 9, độ nhám bề mặt $Ra = 0,63 \div 0,32,\mu\text{m}$.
    • Độ không song song giữa tâm các lỗ cơ bản: $0,03 \div 0,05\text{ mm}$ trên $100\text{ mm}$ bán kính.
    • Độ không vuông góc giữa đường tâm lỗ với mặt đầu: $0,05 \div 0,1\text{ mm}$ trên $100\text{ mm}$ bán kính.
    • Độ không song song giữa các mặt đầu: $0,05 \div 0,25\text{ mm}$ trên $100\text{ mm}$ bán kính mặt đầu.
    • Rãnh then đạt cấp chính xác 8 đến 10, độ nhám $Rz = 10 \div 40,\mu\text{m}$.
    • Nhiệt luyện các bề mặt làm việc đạt độ cứng $50 \div 55\text{ HRC}$.
  • Tính công nghệ trong kết cấu: Thiết kế bổ sung gân trợ lực tại vị trí chuyển tiếp giữa thân đòn và phần trụ đầu đòn nhằm giảm ứng suất tập trung và chống nứt gãy dưới tác động của tải trọng va đập.

Kết quả và đóng góp

  • Kết quả tính toán hoàn chỉnh: Đã thiết kế hoàn chỉnh cụm ly hợp hai đĩa ma sát khô và hệ thống dẫn động cơ khí trợ lực khí nén đáp ứng đầy đủ các điều kiện làm việc của xe tải 8 tấn.
  • Bảo đảm độ bền và an toàn nhiệt: Các chỉ số kiểm nghiệm đều nằm trong giới hạn cho phép theo tiêu chuẩn ngành:
    • Áp suất tiếp xúc $q = 1,957\text{ kG/cm}^2 \le 2,0\text{ kG/cm}^2$.
    • Công trượt riêng $l_o = 1,13\text{ kGm/cm}^2 \le 4,0 \div 6,0\text{ kGm/cm}^2$.
    • Mức gia nhiệt đĩa ép $\Delta T = 5,95^\circ\text{C} \le 8 \div 10^\circ\text{C}$.
    • Ứng suất dập chốt truyền lực $\sigma'_{cd} = 14,46\text{ kG/cm}^2 \le 200\text{ kG/cm}^2$.
  • Cải thiện điều kiện vận hành: Nhờ hệ thống trợ lực khí nén với đường kính piston $110\text{ mm}$, lực tác dụng lên bàn đạp ly hợp của người lái giảm từ $85,04\text{ kG}$ xuống còn $20\text{ kG}$, đảm bảo thao tác nhẹ nhàng nhưng vẫn giữ được cảm giác ngắt ly hợp chân thực.
  • Đóng góp kỹ thuật: Đưa ra giải pháp hợp lý trong việc lựa chọn số đĩa ma sát nhằm khống chế kích thước bao ngoài của cụm ly hợp phù hợp với không gian bánh đà động cơ có sẵn ($D_{bđ} = 365\text{ mm}$), đồng thời hoàn thiện các thông số công nghệ chế tạo đòn mở ly hợp.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế:
    • Đồ án được thực hiện dựa trên phương pháp tính toán lý thuyết và công thức thực nghiệm truyền thống, chưa tích hợp mô phỏng số động lực học (CAE/FEA) để phân tích trường nhiệt độ và trường ứng suất biến thiên theo thời gian.
    • Các thông số kiểm nghiệm chưa được đối chứng qua thử nghiệm thực tế trên băng thử ly hợp chuyên dụng do hạn chế về thời gian và trang thiết bị thực nghiệm.
  • Hướng nghiên cứu tiếp:
    • Ứng dụng phần mềm mô phỏng phần tử hữu hạn để đánh giá độ mỏi của lò xo giảm chấn và biến dạng nhiệt của đĩa ép trung gian dưới chế độ trượt liên tục.
    • Nghiên cứu ứng dụng các vật liệu ma sát phi amiăng tổng hợp thế hệ mới nhằm tăng hệ số ma sát và tuổi thọ làm việc của cụm ly hợp.

Giá trị tham khảo

Tài liệu là nguồn tham khảo hữu ích cho:

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật cơ khí, Kỹ thuật ô tô, Máy xây dựng: Làm tài liệu tham khảo cho đồ án môn học Thiết kế hệ thống truyền lực, đồ án tốt nghiệp chuyên ngành Cơ khí ô tô.
  • Kỹ sư thiết kế và kỹ thuật viên sửa chữa: Tham khảo quy trình tính toán quy đổi kích thước đĩa ma sát, phương pháp xác định lực ép trợ lực khí nén và các thông số kỹ thuật dung sai chế tạo chi tiết dạng càng trong hệ thống ly hợp.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao tác giả không chọn phương án ly hợp 1 đĩa ma sát mà phải dùng loại 2 đĩa ma sát?
Khi tính toán sơ bộ theo công thức kinh nghiệm với mô-men xoắn cực đại của động cơ ($M_{emax} = 110\text{ kG.m}$), đường kính ngoài đĩa ma sát cần thiết là $D_2 = 547\text{ mm}$. Kích thước này lớn hơn nhiều so với đường kính lòng bánh đà của xe tham khảo ($D_{bđ} = 365\text{ mm}$). Việc tăng đường kính bánh đà sẽ phá vỡ cân bằng động của động cơ. Do đó, tác giả chọn phương án giảm đường kính ngoài xuống $D_2 = 350\text{ mm}$ và tăng số đĩa bị động lên $n = 2$ (tương ứng $i = 4$ mặt ma sát) để vừa đảm bảo khả năng truyền mô-men, vừa lắp vừa bánh đà.

2. Hệ thống trợ lực khí nén giúp giảm lực đạp của người lái xe như thế nào?
Nếu chỉ dẫn động cơ khí đơn thuần, người lái phải tác dụng một lực lên bàn đạp là $Q_{bđ} = 85,04\text{ kG}$, gây mệt mỏi lớn khi vận hành xe tải nặng. Khi tích hợp xilanh cường hóa khí nén (đường kính $D = 110\text{ mm}$, áp suất khí nén hiệu dụng $5,6\text{ kG/cm}^2$), bộ trợ lực tạo ra lực đẩy $P_c = 289,9\text{ kG}$, gánh bớt $65,04\text{ kG}$ lực cản. Nhờ đó, lực đạp thực tế của người lái giảm xuống chỉ còn $20\text{ kG}$ (nằm trong giới hạn tiêu chuẩn $8 \div 20\text{ kG}$).

3. Tại sao trong tính toán nhiệt chỉ kiểm tra độ tăng nhiệt độ của đĩa ép trung gian?
Khi ly hợp bị trượt, đĩa ép trung gian có cả hai mặt phẳng đều tham gia ma sát và sinh nhiệt, trong khi đĩa ép ngoài và bánh đà chỉ có một mặt ma sát tiếp xúc. Đồng thời, khối lượng của đĩa ép trung gian tương đương đĩa ép ngoài và nhỏ hơn bánh đà, khiến độ tăng nhiệt độ của đĩa ép trung gian cao gấp đôi so với các chi tiết còn lại. Do đó, chỉ cần đĩa ép trung gian thỏa mãn điều kiện gia nhiệt ($\Delta T = 5,95^\circ\text{C} < 8 \div 10^\circ\text{C}$) thì đĩa ép ngoài và bánh đà đương nhiên đạt yêu cầu.

4. Bộ giảm chấn xoắn trên đĩa bị động gồm những thành phần nào và dập tắt dao động ra sao?
Bộ giảm chấn xoắn gồm 8 lò xo giảm chấn bằng thép 65 (bố trí trên bán kính $R_1 = 60\text{ mm}$) và 4 cặp vòng ma sát (bố trí trên bán kính $R_2 = 45\text{ mm}$). Khi truyền mô-men xoắn, các lò xo giảm chấn chịu biến dạng xoắn để truyền mô-men $M_1 = 8187,75\text{ kG.cm}$, giúp dập tắt các dao động cộng hưởng tần số cao. Đồng thời, sự trượt giữa các vòng ma sát sinh ra mô-men ma sát $M_2 = 2729,25\text{ kG.cm}$ (chiếm 25% $M_{max}$), đóng vai trò dập tắt các dao động cộng hưởng ở dải tần số thấp.

5. Chi tiết đòn mở ly hợp yêu cầu những tiêu chuẩn kỹ thuật chế tạo nào?
Đòn mở ly hợp là chi tiết dạng càng, yêu cầu kích thước các lỗ cơ bản gia công đạt cấp chính xác 7 đến 9 với độ nhám $Ra = 0,63 \div 0,32,\mu\text{m}$; độ không song song tâm các lỗ không vượt quá $0,03 \div 0,05\text{ mm}/100\text{ mm}$; độ không vuông góc giữa tâm lỗ và mặt đầu trong khoảng $0,05 \div 0,1\text{ mm}/100\text{ mm}$; rãnh then đạt cấp chính xác 8 đến 10 ($Rz = 10 \div 40,\mu\text{m}$); và các bề mặt làm việc phải được nhiệt luyện đạt độ cứng $50 \div 55\text{ HRC}$.

Kết luận

Đồ án tốt nghiệp của tác giả Trần Văn Sơn đã giải quyết trọn vẹn bài toán thiết kế cụm ly hợp ma sát hai đĩa dẫn động cơ khí trợ lực khí nén cho dòng xe tải 8 tấn dựa trên nền tảng kỹ thuật xe Hyundai HD170. Toàn bộ các kết quả tính toán động lực học, độ bền nhiệt ma sát, cơ cấu giảm chấn và hệ thống trợ lực khí nén đều thỏa mãn nghiêm ngặt các tiêu chuẩn thiết kế cơ khí ô tô. Đồ án đồng thời hoàn thiện bản phân tích tính công nghệ và các yêu cầu kỹ thuật gia công chế tạo chi tiết đòn mở ly hợp, cung cấp tài liệu tham khảo có giá trị cao cho công tác đào tạo và nghiên cứu kỹ thuật ô tô.