Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Ngành công nghiệp ô tô tại Việt Nam đang từng bước chuyển dịch từ phương thức nhập khẩu linh kiện CKD (Complete Knocked Down), lắp ráp các mẫu xe sẵn có và sửa chữa đơn thuần sang giai đoạn làm chủ công nghệ, nâng cao tỷ lệ nội địa hóa các chi tiết kỹ thuật. Trong bối cảnh đó, việc nghiên cứu chuyên sâu về cấu tạo, phương pháp tính toán và thiết kế các hệ thống an toàn chủ động trên ô tô hiện đại là yêu cầu kỹ thuật tất yếu nhằm phục vụ công tác thiết kế, cải tiến và nâng cao năng lực khai thác kỹ thuật phương tiện.

Thực tế công tác bảo dưỡng và sửa chữa ô tô hiện nay cho thấy, mạng lưới các trạm bảo dưỡng kỹ thuật chủ yếu tập trung tại các đô thị lớn, quy mô hoạt động còn nhỏ lẻ và phụ thuộc nhiều vào kinh nghiệm chủ quan của kỹ thuật viên. Hệ thống lái là cơ cấu an toàn hàng đầu quyết định tính ổn định chuyển động và hướng di chuyển của xe (quay vòng trái, quay vòng phải, giữ chuyển động thẳng và lùi). Do đó, việc xây dựng một bộ tài liệu tính toán thiết kế hoàn chỉnh kết hợp với quy trình kiểm tra, chẩn đoán và bảo dưỡng theo tiêu chuẩn kỹ thuật cho một dòng xe thương mại phổ thông có ý nghĩa thực tiễn cao.

Đề tài đặt ra các mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu cụ thể:

  1. Nghiên cứu tổng quan về công dụng, yêu cầu, phân loại và kết cấu các cụm chi tiết trong hệ thống lái ô tô hiện đại; khảo sát các hệ thống chính trên mẫu xe cơ sở Hyundai Grand i10.
  2. Phân tích, lựa chọn phương án dẫn động lái, cơ cấu lái và hệ thống trợ lực; thực hiện tính toán động lực học hình thang lái, tính toán kích thước hình học và kiểm nghiệm bền bộ truyền cơ cấu lái trục răng - thanh răng, xác định các thông số điều khiển trợ lực điện.
  3. Xây dựng quy trình công nghệ khai thác kỹ thuật bao gồm chẩn đoán, tháo lắp, kiểm tra, bảo dưỡng và sửa chữa hệ thống lái xe Hyundai Grand i10.

Đối tượng nghiên cứu là hệ thống lái cơ cấu trục răng - thanh răng có trợ lực điện kiểu trục lái (Column-type EPS) trang bị trên dòng xe Hyundai Grand i10 (mẫu xe phân khúc A trang bị động cơ Kappa 1.25 MPI). Phạm vi nghiên cứu tập trung vào không gian tính toán cơ học truyền động và kết cấu hệ thống lái phía cầu trước, giới hạn trong điều kiện vận hành chuẩn tại Việt Nam và dữ liệu kỹ thuật thực tế thu thập năm 2024 tại Trường Đại học Lâm nghiệp.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Khóa luận được xây dựng dựa trên các nền tảng lý thuyết cơ học ô tô và nguyên lý chi tiết máy tiêu chuẩn:

  • Động học quay vòng Ackermann và hình thang lái Đan-tô: Thiết lập điều kiện đảm bảo các bánh xe dẫn hướng không bị trượt lết khi quay vòng qua quan hệ hình học giữa góc quay bánh xe phía ngoài ($\alpha$) và bánh xe phía trong ($\beta$): $\text{cotg}\alpha - \text{cotg}\beta = B / L$ (trong đó $B$ là khoảng cách tâm hai trụ đứng, $L$ là chiều dài cơ sở).
  • Lý thuyết xác định mô men cản quay vòng tại chỗ: Mô men cản tổng cộng $M_c$ tại bánh xe dẫn hướng được xác định dựa trên tổng hợp của mô men cản lăn $M_1$, mô men cản trượt lê bên $M_2$ (do biến dạng đàn hồi của lốp xe khi chịu lực ngang) và hệ số bù $\beta$ cho mô men $M_3$ sinh ra bởi các góc đặt bánh xe và trụ đứng: $M_c = 2(M_1 + M_2)\beta / \eta$.
  • Lý thuyết tính toán và kiểm nghiệm bền chi tiết máy: Phương pháp tính toán sức bền tiếp xúc $[\sigma_H]$ và độ bền uốn của bộ truyền bánh răng nghiêng - thanh răng, xác định tải trọng dọc trục, tải trọng hướng tâm và tải trọng vòng theo các chế độ tải trọng cực đại khi đánh lái tại chỗ.
  • Nguyên lý trợ lực lái điện tử (MDPS/EPS): Cơ sở điều khiển dòng điện cấp cho mô tơ điện một chiều thông qua bộ điều khiển ECU dựa trên tín hiệu điện áp từ cảm biến mô men dạng hiệu ứng Hall (Hall-effect torque sensor) và tín hiệu tốc độ di chuyển của xe.

Phương pháp nghiên cứu thực tế bao gồm:

  • Phương pháp phân tích - tổng hợp lý thuyết: Hệ thống hóa các phương án kết cấu hệ thống lái, dẫn động lái và cơ cấu trợ lực để chọn giải pháp kỹ thuật tối ưu cho xe con cầu trước chủ động.
  • Phương pháp tính toán giải tích và đồ thị: Sử dụng các phương trình giải tích hình học để tính toán tọa độ động học hình thang lái, xây dựng đường đặc tính động học thực tế so với lý thuyết, đồng thời tính toán ứng suất và kích thước cơ cấu lái.
  • Phương pháp đo đạc và khảo nghiệm thực tế: Quan sát, thu thập thông số kích thước cơ học, đo đạc trực tiếp trên xe tham khảo Hyundai Grand i10 và đối chiếu dữ liệu kỹ thuật xưởng để xây dựng quy trình bảo dưỡng.

Nguồn dữ liệu phục vụ nghiên cứu bao gồm tài liệu thông số kỹ thuật tiêu chuẩn của xe Hyundai Grand i10 Sedan/Hatchback do Hyundai Thành Công công bố, sổ tay thiết kế chi tiết máy và giáo trình lý thuyết ô tô.

Thiết kế và triển khai

Hệ thống lái được tính toán và thiết kế hoàn chỉnh nhằm đáp ứng các yêu cầu động lực học và độ bền kết cấu trên xe cơ sở Hyundai Grand i10. Các giải pháp kiến trúc kỹ thuật được lựa chọn bao gồm: cơ cấu lái bánh răng - thanh răng răng nghiêng; dẫn động lái 6 khâu tương thích với hệ thống treo độc lập MacPherson cầu trước; hệ thống trợ lực lái điện kiểu trục lái (Column-type MDPS/EPS).

Hạng mục thông số Giá trị thiết kế / Giá trị kiểm nghiệm Đơn vị
Chiều dài cơ sở xe ($L$) $2450$ mm
Khoảng cách hai tâm trụ đứng ($B$) $1400$ mm
Bán kính quay vòng nhỏ nhất ($R_{min}$) $4,6$ m
Góc quay bánh xe phía trong lớn nhất ($\beta_{max}$) $32$ độ ($^\circ$)
Góc nghiêng đòn bên hình thang lái ($\theta$) $78$ độ ($^\circ$)
Chiều dài đòn bên hình thang lái ($m$) $180$ mm
Khoảng cách đòn ngang đến trục trước ($y$) $182$ mm
Sai lệch góc quay thực tế so với lý thuyết Ackermann $< 1$ độ ($^\circ$)
Mô men cản quay vòng cực đại tại chỗ ($M_c$) $388$ $\text{N}\cdot\text{m}$
Tỷ số truyền của cơ cấu lái ($i_c$) $20$ -
Số vòng quay vành lái về một phía ($n$) $1,5$ vòng
Hành trình dịch chuyển của thanh răng ($X_1$) $84,78$ mm
Chiều dài đoạn làm việc của thanh răng ($L_{lv}$) $169,56$ mm
Mô đun pháp tuyến của bánh răng ($m_n$) $2,5$ mm
Số răng bánh răng chủ động ($Z$) $6$ răng
Góc nghiêng răng ($\beta$) $18$ độ ($^\circ$)
Hệ số dịch chỉnh bánh răng ($\xi_{br}$) $0,73$ -
Số răng của thanh răng ($Z_{tr}$) $20$ răng
Đường kính ngoài thanh răng ($d$) $24$ mm
Lực vòng tác dụng lên bộ truyền ($P_v$) $3382$ N
Lực dọc tác dụng lên trục răng ($P_a$) $1098,8$ N
Lực hướng tâm tác dụng lên trục răng ($P_r$) $1294,2$ N
Hệ số an toàn tiếp xúc ($S_H$) $1,1$ -

Kiến trúc trợ lực điện Column-type tích hợp cụm cảm biến mô men Hall, mô tơ điện DC và hộp giảm tốc trục vít - bánh vít trực tiếp trên trục lái. Cảm biến mô men cung cấp hai đường tín hiệu (chính và phụ) với dải điện áp đầu ra: từ $2,5\text{ V}$ đến $4,0\text{ V}$ khi đánh lái sang phải; từ $2,5\text{ V}$ giảm xuống $1,0\text{ V}$ khi đánh lái sang trái; giữ nguyên $2,5\text{ V}$ ở vị trí trung gian đi thẳng. Khi mô men cản mặt đường $M_c \le 44\text{ N}\cdot\text{m}$ (tương ứng lực tác dụng lên vành lái $P_{vl} \le 20\text{ N}$), hệ thống hoạt động hoàn toàn bằng cơ khí thuần túy. Khi $M_c > 44\text{ N}\cdot\text{m}$, ECU kích hoạt mô tơ trợ lực để bù mô men, giới hạn lực đánh lái cực đại đặt lên tay người lái ở mức $60\text{ N}$.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Tổng quan về hệ thống lái

Chương này hệ thống hóa toàn diện cơ sở kỹ thuật của hệ thống lái ô tô:

  • Trình bày công dụng, yêu cầu kỹ thuật (tính cơ động, lực lái nhẹ, động học quay vòng chính xác, giảm va đập truyền ngược, tính ổn định chuyển động thẳng) và phân loại hệ thống lái theo vị trí vô lăng, số cầu dẫn hướng, kết cấu cơ cấu lái (5 loại: trục vít - bánh vít, trục vít - con lăn, trục vít - chốt quay, liên hợp trục vít - êcu bi - thanh răng, bánh răng - thanh răng) và kết cấu bộ trợ lực (thủy lực, khí nén, thủy lực - điện tử EHPS, trợ lực điện EPS).
  • Phân tích chi tiết ưu nhược điểm của từng cơ cấu lái: cơ cấu trục vít - bánh vít có tỷ số truyền lớn nhưng hiệu suất thấp và sinh nhiệt; cơ cấu trục vít - con lăn có ứng suất tiếp xúc nhỏ nhưng kết cấu phức tạp; cơ cấu bánh răng - thanh răng có hiệu suất cao, cấu tạo gọn nhẹ, ít chi tiết trung gian, độ nhạy cao.
  • Khảo sát các hệ thống trên xe tham khảo Hyundai Grand i10: động cơ Kappa 1.25 MPI (4 xy lanh thẳng hàng, 16 van DOHC dẫn động xích, công suất $87\text{ kW}$ tại $6000\text{ vòng/phút}$, tỷ số nén $9,6$), bố trí hệ thống truyền lực kiểu FF (động cơ đặt trước nằm ngang, dẫn động cầu trước), hệ thống phanh trước đĩa / sau tang trống, hệ thống treo trước MacPherson và treo sau thanh xoắn.
  • Phân tích và lựa chọn phương án thiết kế cho xe Hyundai Grand i10: chọn dẫn động lái 6 khâu (phù hợp treo độc lập), cơ cấu lái bánh răng - thanh răng và trợ lực điện kiểu trục lái (Column-type EPS) do ưu điểm nhỏ gọn, không gian dưới gầm thoáng và dễ bảo dưỡng.

Chương 2: Tính toán kiểm tra thiết kế hệ thống lái

Chương trọng tâm thực hiện toàn bộ các bước tính toán động học và động lực học:

  • Tính toán động lực học hình thang lái: Xác định góc quay lớn nhất của bánh xe dẫn hướng phía trong $\beta_{max} = 32^\circ$ tương ứng với bán kính quay vòng nhỏ nhất $R_{min} = 4,6\text{ m}$. Thiết lập phương trình góc quay thực tế $\alpha = f(\beta)$ dựa trên hình học hình thang lái Đan-tô với $\theta = 78^\circ$, $m = 180\text{ mm}$, $y = 182\text{ mm}$. Kết quả tính toán sai lệch giữa góc quay thực tế và lý thuyết Ackermann trên toàn dải góc quay từ $0^\circ$ đến $40^\circ$ đều nhỏ hơn $1^\circ$, thỏa mãn điều kiện chuyển động không trượt lết.
  • Xác định mô men cản quay vòng và lực lái: Tính toán mô men cản lăn $M_1 = G_{bx} \cdot f \cdot a$ và mô men cản trượt bên $M_2 = G_{bx} \cdot \mu \cdot x$ với kích thước lốp 165/60/R14, bán kính làm việc $r_{bx} = 0,96r$, độ lệch vết tiếp xúc $x = 0,14r$. Tổng mô men cản quay vòng cực đại tại chỗ xác định được là $M_c = 388\text{ N}\cdot\text{m}$.
  • Tính toán thiết kế bộ truyền trục răng - thanh răng: Với số vòng quay vành lái $n = 1,5$ vòng, tính được bán kính vòng lăn bánh răng, từ đó chọn mô đun pháp tuyến $m_n = 2,5\text{ mm}$, số răng $Z = 6$. Do $Z < Z_{min} = 15$, tác giả áp dụng phương pháp dịch chỉnh đều với hệ số dịch chỉnh bánh răng $\xi_{br} = 0,73$, thanh răng có $Z = 20$ răng, bước răng $t_1 = 8,25\text{ mm}$, chiều dài đoạn làm việc $169,56\text{ mm}$, đường kính thanh răng $d = 24\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm bền: Xác định các lực tác dụng lên bộ truyền ($P_v = 3382\text{ N}$, $P_r = 1294,2\text{ N}$, $P_a = 1098,8\text{ N}$). Kiểm tra ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc mỏi $[\sigma_H]$ của vật liệu thép tôi cải thiện với hệ số an toàn $S_H = 1,1$, kết luận toàn bộ các chi tiết đảm bảo độ bền làm việc.
  • Tính toán điều khiển trợ lực điện: Xác định đường đặc tính điều khiển dòng điện mô tơ trợ lực theo vận tốc xe và ngưỡng mô men cản.

Chương 3: Khai thác kỹ thuật hệ thống lái

Chương này xây dựng tài liệu kỹ thuật hướng dẫn phục vụ thực hành và vận hành xưởng:

  • Trình bày phương pháp và quy trình chẩn đoán hệ thống lái: chẩn đoán độ rơ ngang của vô lăng, kiểm tra độ dơ vành lái, đo góc quay bánh xe dẫn hướng bằng phương pháp đánh dấu.
  • Lập quy trình công nghệ tháo và lắp cơ cấu lái bánh răng - thanh răng theo bảng trình tự chuẩn (Bảng 3.1 và Bảng 3.2), quy định dụng cụ và yêu cầu kỹ thuật cho từng bước nhằm tránh làm hỏng phớt che bụi và vòng bi.
  • Xây dựng quy trình kiểm tra, bảo dưỡng kỹ thuật định kỳ (bôi trơn mỡ chuyên dụng, kiểm tra độ rơ khớp rô-tuyn) và kỹ thuật sửa chữa điều chỉnh: phương pháp căn chỉnh góc đặt bánh xe (độ chụm bánh dẫn hướng), phương pháp điều chỉnh khe hở dọc trục của cơ cấu lái và khe hở ăn khớp giữa trục răng và thanh răng bằng đai ốc ép lò xo dẫn hướng.

Kết quả và đóng góp

Kết quả chính

  • Xác lập đầy đủ bộ thông số hình học và động học của hình thang lái xe Hyundai Grand i10, chứng minh độ sai lệch động học góc quay hai bánh dẫn hướng luôn nằm trong giới hạn cho phép ($< 1^\circ$).
  • Hoàn thành bản tính thiết kế chi tiết cơ cấu lái bánh răng - thanh răng ăn khớp nghiêng ($m_n = 2,5\text{ mm}$, $Z_{br} = 6$, $Z_{tr} = 20$, góc nghiêng $18^\circ$, dịch chỉnh $\xi_{br} = 0,73$), đảm bảo thanh răng có chiều dài làm việc $169,56\text{ mm}$ đủ đáp ứng góc quay lái lớn nhất $\beta_{max} = 32^\circ$ mà không bị va kẹt cơ khí.
  • Tính toán chính xác mô men cản quay vòng cực đại tại chỗ ($M_c = 388\text{ N}\cdot\text{m}$) và xác định ngưỡng kích hoạt hệ thống trợ lực lái điện Column-type ở mức mô men cản $44\text{ N}\cdot\text{m}$, bảo đảm lực tác dụng lên vành lái của người lái không vượt quá $60\text{ N}$.
  • Kiểm nghiệm ứng suất cơ học của bộ truyền dưới tải trọng vòng $3382\text{ N}$, khẳng định độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền uốn của vật liệu thép cải thiện đáp ứng hệ số an toàn $S_H = 1,1$.

Giải pháp và quy trình đề xuất

  • Đề xuất quy trình công nghệ tháo lắp, kiểm tra độ rơ vành lái và phương pháp hiệu chỉnh khe hở ăn khớp trục răng - thanh răng thông qua nắp ép lò xo và đai ốc điều chỉnh.
  • Xây dựng bảng quy trình điều chỉnh độ chụm bánh xe dẫn hướng và quy trình chẩn đoán mạch điện cảm biến mô men trợ lực Hall.

Đóng góp kỹ thuật

  • Tự lượng hóa và hệ thống hóa chuỗi tính toán từ lý thuyết động học Ackermann đến thiết kế chi tiết máy và thuật toán trợ lực điện trên một mẫu xe du lịch phân khúc A cụ thể tại Việt Nam.
  • Kết hợp đồng bộ giữa tính toán thiết kế cơ khí chính xác với nội dung khai thác kỹ thuật, tạo tài liệu tham khảo hoàn chỉnh cho công tác thực hành kỹ thuật ô tô.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế: Các tính toán động học và động lực học trong khóa luận được thực hiện trên mô hình phẳng hai chiều (2D) tĩnh tại chỗ và bán tĩnh, chưa xét đến ảnh hưởng của biến dạng đàn hồi khung xe, dao động của hệ thống treo MacPherson trong không gian ba chiều (3D) khi xe di chuyển trên đường gồ ghề ở dải tốc độ cao. Phần trợ lực điện dừng lại ở việc tính toán thông số điều khiển lý thuyết và đặc tính cảm biến, chưa có mô phỏng mạch điều khiển ECU thời gian thực.
  • Hướng nghiên cứu tiếp: Ứng dụng các phần mềm mô phỏng chuyên ngành động lực học đa vật thể (như ADAMS/Car, Matlab/Simulink) để mô phỏng kiểm nghiệm động học hình thang lái trong không gian 3D; nghiên cứu tích hợp thuật toán điều khiển trợ lực điện EPS với các hệ thống an toàn chủ động khác như hệ thống cân bằng điện tử (ESC/ESP) và hệ thống hỗ trợ giữ làn đường (LKA).

Giá trị tham khảo

  • Đối tượng thụ hưởng: Tài liệu hữu ích cho sinh viên, học viên chuyên ngành Công nghệ Kỹ thuật Ô tô, Kỹ thuật Cơ khí Động lực làm đồ án tốt nghiệp, đồ án môn học Thiết kế tính toán ô tô hoặc Lý thuyết ô tô. Đồng thời là tài liệu tham khảo thực tế cho các kỹ thuật viên tại các xưởng sửa chữa và trạm bảo dưỡng ô tô.
  • Phần nội dung giá trị nhất:
    • Chương 2: Cung cấp phương pháp mẫu mực và các bước tính toán chi tiết từ động học hình thang lái, xác định mô men cản quay vòng đến kiểm nghiệm bền bộ truyền bánh răng - thanh răng có dịch chỉnh góc nghiêng.
    • Chương 3: Hệ thống bảng biểu quy trình tháo lắp, phương pháp kiểm tra độ rơ và quy trình điều chỉnh khe hở cơ cấu lái có thể áp dụng trực tiếp trong thực hành bảo dưỡng xưởng.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao đồ án lựa chọn phương án dẫn động lái 6 khâu thay vì 4 khâu?
Dẫn động lái 4 khâu chỉ phù hợp với xe sử dụng hệ thống treo phụ thuộc (dầm cầu liền trên xe tải). Xe Hyundai Grand i10 sử dụng hệ thống treo trước độc lập kiểu MacPherson, do đó bắt buộc phải sử dụng dẫn động lái 6 khâu nhằm bảo đảm chuyển động độc lập của hai bánh xe dẫn hướng, tránh hiện tượng tự quay vòng khi nhún nhảy và giúp bố trí cơ cấu lái gọn gàng dưới gầm.

2. Bán kính quay vòng nhỏ nhất của xe là bao nhiêu và góc quay bánh xe trong lớn nhất được xác định thế nào?
Xe có bán kính quay vòng nhỏ nhất $R_{min} = 4,6\text{ m}$. Với chiều dài cơ sở $L = 2450\text{ mm}$ và khoảng cách hai trụ đứng $B = 1400\text{ mm}$, góc quay lớn nhất của bánh xe phía trong được tính theo công thức $\beta_{max} = \text{arctg}[L / (R_{min} - B/2)] \approx 32^\circ$.

3. Vì sao bánh răng cơ cấu lái phải thực hiện dịch chỉnh và hệ số dịch chỉnh là bao nhiêu?
Bánh răng chủ động có số răng tính toán $Z = 6$, nhỏ hơn số răng tối thiểu để tránh hiện tượng cắt chân răng ($Z_{min} = 17\cos^3(18^\circ) \approx 15$). Do đó, bắt buộc phải dịch chỉnh đều với hệ số dịch chỉnh bánh răng $\xi_{br} = (17 - 6) / 17 = 0,73$ và hệ số dịch chỉnh thanh răng $\xi_{tr} = 0,647$.

4. Cảm biến mô men của hệ thống trợ lực điện hoạt động như thế nào và dải điện áp ra là bao nhiêu?
Cảm biến mô men dựa trên hiệu ứng Hall đo góc xoắn tương đối giữa trục trên (trục vành lái) và trục dưới thông qua thanh xoắn đàn hồi. Khi xe chạy thẳng, điện áp ra là $2,5\text{ V}$; khi đánh lái sang phải, điện áp tăng từ $2,5\text{ V}$ lên $4,0\text{ V}$; khi đánh lái sang trái, điện áp giảm từ $2,5\text{ V}$ xuống $1,0\text{ V}$. Cảm biến phát đồng thời 2 kênh tín hiệu (chính và phụ) để bảo đảm an toàn hệ thống.

5. Lực đánh lái cực đại đặt lên vành tay lái được kiểm soát ở mức nào khi có trợ lực điện?
Tổng mô men cản quay vòng tại chỗ lớn nhất của xe là $388\text{ N}\cdot\text{m}$. Hệ thống trợ lực điện kích hoạt khi mô men cản vượt quá $44\text{ N}\cdot\text{m}$ (lực vành lái $> 20\text{ N}$) và tự động bù mô men để giới hạn lực tác dụng cực đại của người lái trên vành tay lái ở mức $60\text{ N}$.

Kết luận

Khóa luận tốt nghiệp của sinh viên Phạm Văn Công đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán tính toán thiết kế hệ thống lái bánh răng - thanh răng có trợ lực điện (Column-type EPS) trên xe cơ sở Hyundai Grand i10. Công trình đã kết hợp chặt chẽ giữa tính toán động học hình thang lái Ackermann, kiểm nghiệm sức bền cơ học chi tiết máy và phân tích mạch điều khiển trợ lực điện tử. Bên cạnh kết quả tính toán thiết kế, khóa luận còn xây dựng được quy trình kỹ thuật chẩn đoán, tháo lắp và bảo dưỡng chuẩn mực, đóng góp một tài liệu kỹ thuật có giá trị thực tiễn cao cho đào tạo chuyên ngành Công nghệ Kỹ thuật Ô tô.