Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Ngành công nghiệp ô tô tại Việt Nam đang trong giai đoạn phát triển và hội nhập mạnh mẽ, thu hút sự hiện diện của nhiều tập đoàn sản xuất ô tô quốc tế như Toyota, Mercedes-Benz, BMW, Audi, Ford. Nhằm đón đầu xu thế hiện đại hóa, các chính sách phát triển công nghiệp phụ trợ, gia tăng tỷ lệ nội địa hóa, chuyển giao công nghệ và đào tạo nguồn nhân lực kỹ thuật chất lượng cao đang được đẩy mạnh. Song song với xu hướng phát triển phương tiện thông minh, các yêu cầu kỹ thuật về an toàn chủ động, độ ổn định khi vận hành ở tốc độ cao, khả năng bám đường và chống trượt khi vào cua trên các dòng xe thương mại ngày càng được chú trọng.

Trong hệ thống truyền lực ô tô, cụm cầu chủ động giữ vai trò then chốt trong việc tiếp nhận mô-men xoắn từ động cơ qua hộp số/trục các-đăng, tăng mô-men, đổi hướng truyền động và phân phối lực kéo hợp lý đến các bánh xe chủ động, đảm bảo tính ổn định chuyển động và an toàn cho phương tiện. Đề tài đồ án môn học tập trung nghiên cứu, thiết kế tính toán và kiểm nghiệm cụm cầu chủ động ứng dụng trên dòng xe du lịch Toyota Camry 2.0E đời 2019.

Nhiệm vụ nghiên cứu của đồ án được xác định cụ thể theo các nội dung sau:

  1. Tổng quan cơ sở lý thuyết về hãng xe Toyota, dòng xe Toyota Camry và kết cấu cụm cầu chủ động ô tô.
  2. Lựa chọn phương án bố trí và phương án kết cấu cho các cụm chi tiết chính của cầu chủ động (truyền lực chính, bộ vi sai, bán trục, dầm cầu).
  3. Xác định chế độ tải trọng tính toán, thiết kế kích thước hình học và tính toán kiểm nghiệm bền (uốn, tiếp xúc, cắt, chèn đập) cho bộ truyền lực chính hypoid và bộ vi sai.
  4. Tổng hợp kết quả tính toán và hoàn thiện hồ sơ thiết kế kỹ thuật.

Phạm vi nghiên cứu của đề tài tập trung vào việc tính toán lý thuyết và thiết kế kết cấu cầu chủ động dựa trên các thông số kỹ thuật của dòng xe thương mại Toyota Camry 2.0E thế hệ 2019, được thực hiện tại Bộ môn Thiết kế Ô tô, Khoa Cơ khí Động lực, Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật Thành phố Hồ Chí Minh (hoàn thành vào tháng 11 năm 2024).

Thông tin đề tài Chi tiết
Tên đề tài Thiết kế tính toán và kiểm nghiệm cầu chủ động trên xe Toyota Camry 2.0E
Cơ sở đào tạo Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật TP.HCM – Khoa Cơ khí Động lực
Bộ môn Thiết kế Ô tô
Giảng viên hướng dẫn TS. Nguyễn Mạnh Cường
Nhóm sinh viên thực hiện Nguyễn Tuấn Kiệt (MSSV: 22145185)
Nguyễn Thanh Thiên Minh (MSSV: 22145196)
Võ Trường Hải (MSSV: 22145135)
Chuyên ngành Công nghệ Kỹ thuật Ô tô
Thời gian hoàn thành 15/11/2024
Sản phẩm dự kiến 01 Bản thuyết minh lý thuyết Word, 01 video thuyết trình (10–15 phút), bản vẽ kỹ thuật, bản vẽ chế tạo

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đề tài áp dụng các nguyên lý động lực học và tính toán sức bền chi tiết máy trong ngành kỹ thuật ô tô, kết hợp các phương pháp nghiên cứu chính:

  • Phương pháp thu thập và kế thừa số liệu: Khảo sát, thu thập và kế thừa các thông số kết cấu, thông số kỹ thuật thực tế của dòng xe Toyota Camry 2.0E đời 2019 (kích thước lốp, tải trọng tĩnh phân bố lên cầu, tỷ số truyền yêu cầu); tham khảo các tiêu chuẩn và sơ đồ kết cấu cụm cầu chủ động hiện đại.
  • Phương pháp tính toán thiết kế giải tích: Vận dụng hệ thống công thức từ các môn học chuyên ngành gồm Cơ lý thuyết, Sức bền vật liệu, Nguyên lý - Chi tiết máy và Lý thuyết ô tô. Quy trình tính toán bao gồm: xác định tải trọng tính toán dựa trên điều kiện bám cực đại của bánh xe với mặt đường ($\varphi_{\max}$), xác định các kích thước hình học danh nghĩa của bánh răng côn xoắn dạng Hypoid, phân tích lực tác dụng trong vùng ăn khớp (lực vòng, lực hướng trục, lực hướng kính) và kiểm nghiệm ứng suất uốn, ứng suất tiếp xúc mặt răng.
  • Nguồn dữ liệu: Số liệu thông số kỹ thuật xe Toyota Camry 2.0E đời 2019, các công thức giải tích chuẩn trong giáo trình thiết kế hệ thống truyền lực ô tô và các tài liệu kỹ thuật chuyên ngành cơ khí động lực.

Nội dung chính theo từng chương

CHƯƠNG I: LÝ THUYẾT TỔNG QUAN

Chương I trình bày bức tranh toàn diện về lịch sử thương hiệu Toyota, sự phát triển của dòng xe sedan Camry qua các thế hệ và lý thuyết tổng quan về cụm cầu chủ động trên ô tô.

  • Tổng quan về hãng Toyota: Trình bày lịch sử khởi nghiệp từ phát minh máy dệt tự động năm 1924 của Sakichi Toyoda và Kiichiro Toyoda, việc bán bằng sáng chế cho Platt Brothers (Anh) lấy 100.000 bảng Anh để đầu tư sản xuất ô tô. Mẫu xe thương mại đầu tiên Model A1/AA ra đời giai đoạn 1935–1936; công ty Toyota Motor Corporation chính thức thành lập ngày 28/08/1937. Tác giả phân tích ý nghĩa tên gọi Toyota (8 nét viết tượng trưng cho may mắn), quá trình tiến hóa logo từ dạng chữ 1935, khối hình học sang biểu tượng 3 hình elip lồng nhau (Toyota Ellipses) từ năm 1989 thể hiện sự gắn kết giữa khách hàng và nhà sản xuất. Lịch sử phát triển các dòng xe tiêu biểu gồm Crown (1955), Corona (1964), Corolla (1966), siêu xe thể thao 2000GT (1967), xe lai hybrid Prius (1997). Tại Việt Nam, Công ty Ô tô Toyota Việt Nam (TMV) thành lập tháng 9/1995 tại Vĩnh Phúc với liên doanh giữa Toyota Nhật Bản (70%), VEAM (20%) và KUO Singapore (10%).
  • Tổng quan về dòng xe Toyota Camry: Phân tích nguồn gốc tên gọi "Camry" (bắt nguồn từ từ mang nghĩa "vương miện" trong tiếng Nhật) và lịch sử phát triển qua 8 thế hệ:
    • Thế hệ tiền thân & thế hệ 1 (1979–1986): Khởi đầu từ Celica Camry (1979), phiên bản thân hẹp Toyota Vista (1982–2003) và thế hệ Camry 1983 trang bị động cơ 1.8L GL sau nâng cấp lên 2.0L 2S-EL (107 mã lực).
    • Thế hệ 2 (1987–1990): Thân xe mở rộng, hệ số cản gió $C_d = 0{,}35$, động cơ 2.5L và bổ sung bản V6 2VZ-FE 24 van (158 mã lực).
    • Thế hệ 3 (1991–1995): Giảm hệ số cản gió xuống $C_d = 0{,}31$, bổ sung động cơ 2.2L 5S-FE và 3.0L V6 3VZ-FE.
    • Thế hệ 4 (1996–2001) và Thế hệ 5 (2001–2006): Tối ưu hóa chi phí sản xuất, trang bị động cơ 2.4L 2AZ-FE ứng dụng công nghệ VVT-i và 3.0L 1MZ-FE.
    • Thế hệ 6 (2006–2011), Thế hệ 7 (2011–2017) và Thế hệ 8 (2017 đến nay): Phát triển phiên bản Hybrid Synergy Drive (2AZ-FXE), nâng cấp động cơ 2.5L 2AR-FE, động cơ V6 3.5L 2GR-FE và chuyển sang nền tảng khung gầm toàn cầu GA-K từ năm 2017.
  • Tổng quan về cụm cầu chủ động: Định nghĩa cụm cầu chủ động là hệ thống cuối trong chuỗi truyền lực, có nhiệm vụ tăng tỷ số truyền, chuyển hướng trục truyền động 90 độ, phân chia mô-men xoắn tới hai bánh xe dẫn động và cho phép hai bánh quay với vận tốc khác nhau khi quay vòng. Phân loại cầu theo số cấp truyền lực (đơn, kép), theo kết cấu bánh răng (bánh răng côn răng thẳng, côn xoắn, hypoid, trục vít), theo vị trí đặt (cầu trước, cầu sau) và theo kết cấu dầm cầu (liền, rời).

CHƯƠNG II: CƠ SỞ LÝ THUYẾT

Chương này tập trung phân tích sâu về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phân loại chi tiết các cụm tổng thành cấu tạo nên cầu chủ động ô tô:

  • Truyền lực chính: Phân tích công dụng tăng mô-men quay và truyền động đến bộ vi sai; khảo sát các phương án truyền lực chính đơn (côn thẳng, côn xoắn, bánh răng hypoid) và truyền lực chính kép (tập trung, không tập trung; 1 cấp hoặc 2 cấp).
  • Bộ truyền vi sai: Phân tích nguyên lý làm việc phân phối mô-men xoắn và bù sai lệch vận tốc góc giữa hai bánh xe chủ động khi đi vào đường vòng hoặc đường mấp mô. Phân loại theo kết cấu gồm vi sai bánh răng côn đối xứng, vi sai không đối xứng, vi sai cam, vi sai trục vít; phân loại theo vị trí bố trí (vi sai giữa các bánh xe, vi sai giữa các cầu).
  • Bán trục (trục dẫn động bánh xe): Khảo sát 4 dạng kết cấu bán trục theo mức độ chịu tải trọng uốn:
    • Bán trục không giảm tải: Ổ bi trong và ngoài đặt trực tiếp lên bán trục, chịu toàn bộ mô-men uốn và xoắn (không còn dùng trên ô tô hiện đại).
    • Bán trục giảm tải 1/2: Ổ bi trong đặt trên vỏ vi sai, ổ bi ngoài đặt trên bán trục.
    • Bán trục giảm tải 3/4: Ổ bi ngoài đặt trên dầm cầu lồng vào trong moay-ơ bánh xe, chịu một phần mô-men uốn.
    • Bán trục giảm tải hoàn toàn: Moay-ơ bánh xe tựa trên dầm cầu thông qua 2 ổ bi đỡ, bán trục chỉ truyền mô-men xoắn thuần túy (phổ biến trên ô tô tải).
  • Dầm cầu (vỏ cầu): Đóng vai trò là giá đỡ toàn bộ tải trọng phần được treo phân bố lên cầu, bảo vệ các cụm truyền động bên trong, tiếp nhận phản lực từ mặt đường. Phân loại theo công nghệ chế tạo (vỏ đúc liền, vỏ dập - hàn ghép) và theo đặc tính dẫn hướng.

CHƯƠNG III: THIẾT KẾ TÍNH TOÁN CẦU CHỦ ĐỘNG

Chương III là phần nội dung kỹ thuật trọng tâm, trình bày toàn bộ quá trình tính toán thiết kế bộ truyền lực chính và bộ vi sai của xe Toyota Camry 2.0E.

  • Chế độ tải tính toán: Xác định mô-men xoắn tính toán lớn nhất truyền qua cầu chủ động theo điều kiện bám cực đại của bánh xe với mặt đường:
    • Trọng lượng tĩnh tác dụng lên cầu tính toán: $G_i = 14000 \text{ N}$.
    • Hệ số bám cực đại giữa bánh xe và mặt đường: $\varphi_{\max} = 0{,}75$.
    • Thông số lốp tham khảo $215/55\text{R}17$: Chiều cao lốp $H = 0{,}118 \text{ m}$, đường kính vành bánh xe $D = 0{,}432 \text{ m}$, hệ số biến dạng lốp $\lambda = 0{,}969$.
    • Bán kính làm việc của bánh xe: $r_{bx} = 0{,}322 \text{ m}$.
    • Tỷ số truyền sơ bộ của cầu chủ động: $i_0 = 2{,}6$.
    • Mô-men tính toán theo bám cực đại: $M_{tt} = 1300{,}38 \text{ Nm}$.
    • Mô-men tính toán theo chế độ tải trọng bền lâu: $M_{tt}^{tb} = 0{,}6 \times M_{tt} = 780{,}228 \text{ Nm}$.
  • Thiết kế hình học truyền lực chính Hypoid: Lựa chọn phương án truyền lực chính đơn dạng bánh răng hypoid bố trí trục công-xôn có ổ đũa đỡ đầu trục.
    • Số răng bánh răng chủ động: $Z_1 = 11$ răng.
    • Số răng bánh răng bị động: $Z_2 = 29$ răng.
    • Tỷ số truyền thực tế: $i_0 = \frac{Z_2}{Z_1} = \frac{29}{11} \approx 2{,}64$.
    • Hướng xoắn của răng: Bánh răng chủ động xoắn Trái, bánh răng bị động xoắn Phải.
    • Góc xoắn răng: $\beta_1 = 25^\circ$, $\beta_2 = 31^\circ 30'$.
    • Mô-đun mặt đầu: $m_s = 6 \text{ mm}$; bước răng đáy lớn $t_s = 11{,}65 \text{ mm}$.
    • Chiều rộng vành răng: Bánh chủ động $b_1 = 18 \text{ mm}$, bánh bị động $b_2 = 20 \text{ mm}$.
TT Tên thông số hình học bộ truyền lực chính Hypoid Ký hiệu Đơn vị Bánh chủ động Bánh bị động
1 Số răng $Z$ Răng 11 29
2 Tỷ số truyền $i_0$ - \multicolumn{2}{c }{2,64}
3 Hướng xoắn của răng - - Trái Phải
4 Mô-đun mặt đầu $m_s$ mm \multicolumn{2}{c }{6}
5 Nửa góc côn chia $\delta$ Độ $13^\circ 10'$ $86^\circ 46'$
6 Góc xoắn răng $\beta$ Độ $25^\circ$ $31^\circ 30'$
7 Góc ăn khớp danh nghĩa điểm giữa răng $\alpha_n$ Độ $22^\circ 30'$ $22^\circ 30'$
8 Chiều rộng vành răng $b$ mm 18 20
9 Chiều dài tạo bởi hình côn chia $L$ mm \multicolumn{2}{c }{184,36}
10 Đường kính vòng chia đáy lớn $D_c$ mm 57 107,57
11 Bán kính vòng chia đáy lớn $r$ mm 28,5 53,785
12 Bước răng đáy lớn $t_s$ mm 11,65 11,65
13 Đường kính vòng đỉnh đáy lớn $D_e$ mm 69 119
14 Khe hở chân răng đáy lớn $c$ mm \multicolumn{2}{c }{1,285}
15 Chiều cao đầu răng đáy lớn $h_e$ mm 1 1,5
16 Chiều cao răng đáy lớn $h$ mm 23,5 23,5
17 Đường kính vòng chân răng đáy lớn $D_i$ mm 42 93
18 Bán kính vòng chia trung bình $r_x$ mm 21 46,6
19 Tổng góc ăn khớp pháp tuyến $\alpha_t$ Độ \multicolumn{2}{c }{$30^\circ$}
  • Tính toán lực tác dụng trong bộ truyền lực chính: Xác định các thành phần lực tác dụng lên bánh răng chủ động và bị động phục vụ việc tính bền và chọn ổ đỡ trục:
    • Lực hướng trục: Bánh chủ động $Q_1 = 48139{,}66 \text{ N}$; Bánh bị động $Q_2 = 20439{,}58 \text{ N}$.
    • Lực hướng kính: Bánh chủ động $R_1 = 41712{,}68 \text{ N}$; Bánh bị động $R_2 = 17277{,}02 \text{ N}$.
  • Tính toán kiểm nghiệm độ bền bánh răng và bộ vi sai:
    • Thiết lập công thức kiểm nghiệm ứng suất uốn $\sigma_u$ trên bánh răng chủ động dựa trên hệ số tải trọng động $k_d$ ($1 \div 1{,}5$), bước răng đáy lớn $t_s = 11{,}65 \text{ mm}$, nửa góc côn chia $\delta_1 = 13^\circ 10'$.
    • Thiết lập phương trình kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc $\sigma_{tx}$ bề mặt răng nhằm chống tróc rỗ và mài mòn.
    • Thiết kế bộ truyền vi sai: Xác định kích thước hình học bộ vi sai bánh răng côn đối xứng, tính toán tải trọng kiểm nghiệm theo ứng suất uốn, ứng suất tiếp xúc, ứng suất cắt và ứng suất chèn đập trên trục chữ thập và bánh răng hành tinh.

Thiết kế và tính toán kỹ thuật

Hệ thống tính toán kỹ thuật của đồ án tuân theo chuỗi quy trình giải tích động lực học kết cấu ô tô:

[Thông số xe Camry 2.0E: Lốp 215/55R17, Gi = 14000 N, φmax = 0.75]
             [Xác định tải tính toán: Mtt = 1300.38 Nm]
    [Thiết kế hình học bộ truyền Hypoid: Z1 = 11, Z2 = 29, i0 = 2.64]
          [Tính toán lực ăn khớp: Q1, Q2, R1, R2]
      [Kiểm nghiệm bền: Ứng suất uốn, ứng suất tiếp xúc, cắt, chèn đập]

Bộ truyền lực chính dạng hypoid được lựa chọn do đặc tính cho phép hạ thấp trọng tâm xe, tăng khoảng sáng gầm xe và vận hành êm ái hơn so với bánh răng côn xoắn thông thường. Kết cấu ổ bi đỡ trục chủ động dạng công-xôn kết hợp bổ sung ổ bi đũa phụ trợ giúp nâng cao độ cứng vững cho trục bánh răng chủ động dưới tác dụng của các lực ăn khớp lớn ($Q_1 = 48139{,}66 \text{ N}$, $R_1 = 41712{,}68 \text{ N}$).

Kết quả và đóng góp

  • Kết quả tính toán cụ thể:
    • Đã tính toán và xác định chính xác bán kính làm việc của bánh xe ($r_{bx} = 0{,}322 \text{ m}$) từ quy cách lốp $215/55\text{R}17$ và hệ số biến dạng $\lambda = 0{,}969$.
    • Xác lập chế độ tải trọng tính toán cực đại theo bám $M_{tt} = 1300{,}38 \text{ Nm}$ và chế độ bền lâu $M_{tt}^{tb} = 780{,}228 \text{ Nm}$ với tải trọng cầu $G_i = 14000 \text{ N}$.
    • Hoàn thiện bảng thông số hình học 19 chỉ tiêu kỹ thuật cho cặp bánh răng hypoid với tỷ số truyền chính xác $i_0 = 2{,}64$ ($Z_1 = 11, Z_2 = 29$).
    • Xác định chính xác các giá trị phản lực ăn khớp gồm lực hướng trục ($Q_1 = 48139{,}66 \text{ N}, Q_2 = 20439{,}58 \text{ N}$) và lực hướng kính ($R_1 = 41712{,}68 \text{ N}, R_2 = 17277{,}02 \text{ N}$).
    • Xây dựng hệ phương trình tính toán kiểm nghiệm bền theo ứng suất uốn, tiếp xúc, cắt và chèn đập cho bộ truyền lực chính và vi sai.
  • Đóng góp của đồ án:
    • Cung cấp tài liệu thuyết minh thiết kế hoàn chỉnh kèm quy trình tính toán từng bước rõ ràng cho cụm cầu chủ động xe du lịch hạng D.
    • Chuẩn hóa hệ thống bảng biểu thông số hình học bánh răng hypoid và phương pháp xác định tải trọng bám phục vụ công tác học tập, nghiên cứu môn học Thiết kế Ô tô.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế: Toàn bộ kết quả thiết kế và kiểm nghiệm trong đồ án được xây dựng dựa trên cơ sở dữ liệu lý thuyết và phương pháp giải tích giải tích truyền thống; chưa thực hiện mô phỏng số kiểm nghiệm độ bền bằng phần mềm phần tử hữu hạn (FEA/CAE) và chưa có điều kiện thử nghiệm thực nghiệm trên mô hình thực tế.
  • Hướng mở rộng:
    • Ứng dụng các phần mềm chuyên ngành (như ANSYS, Abaqus, Romax) để mô phỏng trường ứng suất, biến dạng đàn hồi của vỏ cầu và cặp bánh răng ăn khớp dưới các điều kiện tải trọng động phức tạp.
    • Mở rộng tính toán tối ưu hóa góc nghiêng và độ dịch trục hypoid nhằm giảm thiểu hơn nữa tổn hao ma sát và tiếng ồn truyền động.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu tham khảo hữu ích cho:

  • Sinh viên chuyên ngành Công nghệ Kỹ thuật Ô tô, Kỹ thuật Cơ khí Động lực khi thực hiện đồ án môn học Thiết kế Ô tô, Đồ án Chi tiết máy hoặc Khóa luận tốt nghiệp về hệ thống truyền lực.
  • Giảng viên và người học cần tài liệu tra cứu về phương pháp tính toán kích thước hình học bánh răng hypoid, xác định các thành phần lực trong bộ truyền cầu chủ động và phân loại kết cấu bán trục, dầm cầu ô tô.

Câu hỏi thường gặp

1. Đề tài lựa chọn kiểu truyền lực chính nào để tính toán thiết kế cho xe Toyota Camry 2.0E?
Đề tài lựa chọn loại truyền lực chính đơn sử dụng bánh răng côn xoắn Hypoid với trục chủ động đặt công-xôn có bố trí thêm ổ bi đũa ở đầu trục để tăng cứng vững.

2. Tải trọng tính toán mô-men bám cực đại và bán kính làm việc bánh xe được xác định là bao nhiêu?
Bán kính làm việc bánh xe được tính từ quy cách lốp $215/55\text{R}17$ là $r_{bx} = 0{,}322 \text{ m}$ (hệ số biến dạng $\lambda = 0{,}969$). Mô-men tính toán theo bám cực đại là $M_{tt} = 1300{,}38 \text{ Nm}$ (với tải trọng cầu $G_i = 14000 \text{ N}$ và $\varphi_{\max} = 0{,}75$).

3. Các thông số cơ bản của cặp bánh răng truyền lực chính gồm những gì?
Cặp bánh răng có số răng chủ động $Z_1 = 11$, số răng bị động $Z_2 = 29$, tỷ số truyền $i_0 = 2{,}64$, mô-đun mặt đầu $m_s = 6 \text{ mm}$, hướng xoắn bánh chủ động xoắn Trái, bánh bị động xoắn Phải, góc xoắn răng $\beta_1 = 25^\circ$ và $\beta_2 = 31^\circ 30'$.

4. Giá trị các thành phần lực hướng trục và lực hướng kính tác dụng lên cặp bánh răng là bao nhiêu?
Lực hướng trục tác dụng lên bánh chủ động là $Q_1 = 48139{,}66 \text{ N}$, bánh bị động là $Q_2 = 20439{,}58 \text{ N}$. Lực hướng kính tác dụng lên bánh chủ động là $R_1 = 41712{,}68 \text{ N}$, bánh bị động là $R_2 = 17277{,}02 \text{ N}$.

5. Sản phẩm dự kiến hoàn thành của đồ án gồm những gì?
Sản phẩm của đồ án bao gồm: 01 bản thuyết minh lý thuyết (file Word), 01 video trình bày (10–15 phút), 01 bản vẽ kỹ thuật và 01 bản vẽ chế tạo.

Kết luận

Đồ án cuối kỳ "Thiết kế tính toán và kiểm nghiệm cầu chủ động trên xe Toyota Camry 2.0E" đã hoàn thành việc xây dựng cơ sở lý thuyết, phân tích kết cấu và tính toán thiết kế các thông số hình học, động lực học của cụm cầu chủ động. Bằng việc áp dụng phương pháp giải tích trên cơ sở tải trọng bám, nhóm tác giả đã xác định chính xác tỷ số truyền $i_0 = 2{,}64$, kích thước bộ truyền bánh răng hypoid và các lực tác dụng phục vụ kiểm nghiệm bền. Công trình là nguồn tài liệu kỹ thuật có giá trị tham khảo rõ ràng cho sinh viên và cán bộ kỹ thuật ngành Công nghệ Kỹ thuật Ô tô.