TÍnh toán thiết kế cơ cấu phanh

Đồ án môn học

Thiết kế hệ thống phanh ôtô

2.tính toán thiết kế cơ cấu phanh.
2.1.XáC ĐịNH MOMEN PHANH CầN SINH RA ở CáC CƠ CấU PHANH .
a

Z1

b

Pj

Z2
Ga

hg
Pp1

L

Pb

Hình 2.1. Sơ đồ các lực tác dụng lên ô tô khi phanh trên mặt đờng ngang
Trong đó :
Z1 : phản lực pháp tuyến tác dụng lên bánh xe ở cầu trớc .
Z2 : phản lực pháp tuyến tác dụng lên bánh xe ở cầu trớc .
PP1 : lực phanh ở các bánh xe trớc và sau .
PP2 : lực phanh ở các bánh xe trớc và sau .
a,b,hg : toạ độ trọng tâm của ô tô .

Xác định các thông số chiều dài a,b :
Gat . a = Gas . b
a +b = L


470.a = 690.b
a + b = 2160



a = 1285,5 (mm)
b = 874,5 (mm)

Momen phanh cần sinh ra đợc xác định từ điều kiện đảm bảo hiệu quả phanh lớn
nhất , tức là sử dụng hết lực phanh . Muốn đảm bảo điều kiện đó ,lực phanh sinh ra
cần phải tỷ lệ thuận với các lực pháp tuyến tác dụng lên bánh xe .
SVTH : Đoàn Đại Đồng

Trang

7


Đồ án môn học

Thiết kế hệ thống phanh ôtô

Ppt = .Z1 = Ga [ b + hg . (Jmax/g ) ]
L
Pp2 = .Z2 = Ga [a - hg . (Jmax/g ) ]

L
Trong đó :
: hệ số bám của bánh xe với đờng . Chọn = 0,85
Jmax : gia tốc chậm dần cực đại khi phanh
Jmax =

PJ max
Ma

=.

Ga
= .g
Ma

Ta có: Mp = Pp . rb
Bán kính lăn của bánh xe có thể xác định gần đúng nh sau [2]:
rb = b . r
b _ Hệ số tính đến biến dạng của lốp . Chọn b =0,945
Theo tài liệu [3] ta có bán kính thiết kế của bánh xe

r = 300 (mm)

rb =0,945 .300 = 284 (mm)
Mpt = Ppt . rb = .

Ga
( b + . hg )
L

Mps = Pps . rb = .

Ga
( a - .hg )
L

Thay các giá trị vào ta đợc :
Mpt = 0,85 .
Mps = 0,85.

1160
. 10 (874,5 +0,85.610 ).284.10 -3 = 1806 (Nm)
2160

1160
.10 (1285,5 - 0,85.610 ).284.10 -3 = 995 (Nm)
2160

SVTH : Đoàn Đại Đồng

Trang

8


Đồ án môn học

Thiết kế hệ thống phanh ôtô

2.2. xác định các kích thớc cơ bản của cơ cấu phanh

2.2.1. Bán kính bề mặt ma sát của trống phanh (rt)
Theo tài liệu [3] ta có đờng kính vành bánh xe dv = 13 in
rv =

dv
=7,5 in = 7,5.25,4 =165 (mm)
2

Giửa vành bánh xe và trống phanh có một khe hở nhất định (s) không nhỏ hơn 20
30 mm . Khe hở này cần thiết để cho không khí lu thông làm mát trống phanh . Vì
vậy ta chọn rt = 125 (mm)
2.2.2. Chọn các kích thớc s , h, 0, 1

y
F

h

x

h

r

1

dN


dFT

l

s

h

d

0

Hình 2.2. Sơ đồ tính toán guốc phanh
Ta chọn các thông số s, h, 0, 1 tơng tự kết cấu tơng đơng
s = 96 (mm) ; h = 188 (mm) ; 0 =20 0 ;1 =135 0 ; = 1- 0 =115 0
2.2.3. Chọn chiều rộng của má phanh (b)

SVTH : Đoàn Đại Đồng

Trang

9


Đồ án môn học

Thiết kế hệ thống phanh ôtô

Chiều rộng của má phanh đợc chọn sao cho khi phanh với lực phanh cực đại , áp
suất trên bề mặt ma sát q không lớn hơn 2,5 MPa và tải trọng qui ớc không vợt quá
giá trị cho phép P = ma.g/F [P]

Trong đó :
ma : khối lợng toàn bộ của ô tô
F : tổng diện tích của tấc cả các má phanh trên ô tô
[P] = 0,25 MPa =0,25 [MN/m2]
1160.10
8.rt ..b



0,25

1160.10
b 8.125.10 -3.0,25.10 6.
115.3,14
180
b 23,13 (mm) .
Chọn b = 40 (mm)
2.3. kiểm tra điều kiện tránh tự siết :
2.3.1. Quan hệ giữa lực dẫn động và mô mên phanh tạo ra
Xét cân bằng guốc phanh với các giả thiết sau :
_áp suất phân bố đều theo chiều rộng má phanh.
_Qui luật phân bố áp suất theo chiều dài má phanh không phụ thuộc vào giá trị
lực ép tác dụng lên guốc và có dạng tổng quát :
q = qmax .()

(2.1)

ở đây :
qmax _ áp suất max trên má phanh
() _ hàm số phân bố áp suất

_Hệ số à giữa trống và má phanh không phụ thuộc vào chế độ phanh .

SVTH : Đoàn Đại Đồng

Trang 10


Đồ án môn học

Thiết kế hệ thống phanh ôtô

Khi phanh phần tử vô cùng bé d (Hình 2.2) sẽ chịu tác dụng của lực pháp tuyến
dN = q.b.rt.d và lực ma sát dFT = à.dN từ phía trống phanh. Lực ma sát tạo ra
một mô mên phanh : dMP = dFT . rt = à.qmax.b.rt2. (). d (2.2)
Tích phân biểu thức (2.2) từ 0 đến 1 ta đợc mô mên phanh tổng do các guốc
phanh tơng ứng tạo ra (guốc tự siết chỉ số 1 , guốc không tự siết chỉ số 2 ) :
MP1,2 = à.qmax.b.rt2. ( ).d
1
2

(2.3).

Để xác định qmax , ta viết phơng trình cân bằng mô men đối với điểm quay của
guốc :
1

1

0

0

Mc =P.h l.dFT

( s. sin ).dN

(2.4)

Thế biểu thức của dFT và dN vào (2.4) .Sau khi biến đổi ta đợc :
1

1

1

0

0

0

qmax = [Ph/(rb)]/{s ().sin.d à[rt ().d _ s ().cos.d]} (2.5)
Thế biểu thức (2.5) vào phơng trình (2.3) rồi chia tử và mẫu cho

1

rt ()d
0

Sau khi biến đổi ta xác định đợc phơng trình mômên phanh theo lực ép của mỗi

guốc:
MP1,2 =
Trong đó :

à.P.h
(A à.B)

(2.6)

1

1

0

0

A = (s ()sind)/ ( rt ()d)
1

1

0

0

B =1- (s ()cosd)/(rt ()d)

(2.7)
(2.8)

Nh vậy mômên tổng của cả cơ cấu phanh sẽ là :

SVTH : Đoàn Đại Đồng

à.P1.h1
(A1 à.B1)

à.P2.h2
(A2 à.B2)

Trang 11


Đồ án môn học

Thiết kế hệ thống phanh ôtô


MP = MP1 + MP2 =

(2.9)

Trờng hợp guốc phanh có một bậc tự do (có điểm quay cố định ) (s) = sin
Sau khi tích phân biểu thức (2.7) và (2.8) ta đợc :
A=
B = 1

s
rt

.

sin(20) sin(21) + 2(1 0)
4(cos0 cos1)

s
. (cos0 cos1)
rt

(2.10)

2.3.2.Điều kiện tránh tự siết.
Từ công thức (2.6) :

: MP1,2 =

à.P.h
(A à.B)

Đối với phanh guốc, hiện tợng tự siết sẽ xảy ra khi mẫu số bằng không. Để
tránh hiện tợng này cần đảm bảo điều kiện :
(A à.B ) > 0
à > A/B (2.11)
Khi tính toán có thể lấy à =0,32 ữ 0,38 . Ta chọn à = 0,35
Từ công thức (2.10) ta thay các giá trị 0, 1, s, rt vào. Ta tính đợc :
A = 0,66
B = 0,37
Thay các giá trị A,B vào (2.11) ta đợc :
0,35 < 1,78

2.4. tính toán nhiệt và mài mòn
2.4.1. Tính toán mài mòn :
Tính toán mài mòn đợc tiến hành theo các chỉ tiêu gián tiếp là áp suất trung bình
trên tấm ma sát của guốc tự siết và công suất riêng .
áp suất trung bình trên má phanh :
MP1
à.b.rt2.
SVTH : Đoàn Đại Đồng

Trang 12


Đồ án môn học

Thiết kế hệ thống phanh ôtô

qtb =

< [qtb]

(2.12)

[qtb] = 2MPa _ đối với vật liệu atbet thông thờng
Xét cơ cấu phanh sau : chỉ có một má phanh tự siết
MP = MP1 + MP2
=


2à.P.A.h
(A2 à2.B2)

MP (A2 à2.B2)

P=

2à.A.h

(2.13)

Thay (2.13) vào biểu thức MP1 ta có :
MP1 =
=

à.P.h
(A à.B)
MP (A à.B)
2A

= 995/2.

(0,66 +0,35.0,37)
2.0,66

= 297,6 (Nm)
Từ (2.12) ta thay giá trị vào :
qtb =

297,6
0.35.40.10 (125.10-3)2.(3.14.115/180)
-3

= 0,678.106 (N/m2)
qtb = 0,678 MPa < 2 MPa
Xét cơ cấu phanh trớc : cả hai má phanh cùng tự siết, tự tách
SVTH : Đoàn Đại Đồng

Trang 13


Đồ án môn học

Thiết kế hệ thống phanh ôtô

Khi tự siết : MP1 =
=

MP
2
1806
2

= 451,5 (Nm)
Từ (2.12) thay các giá trị vào ta có:
451,5
0,35.40.10-3.(125.10-3)2.(3,14.115/180)

qtb =

= 1,029.106 (N/m2)
qtb = 1,029 MPa < 2MPa

Công ma sát riêng (lms) bằng tỷ số giửa công ma sát sinh ra khi phanh ô tô từ tốc
độ cực đại đến dừng và tổng diện tích (F) của tấc cả các má phanh .
m a .Va2
lms =
2.F

Trong đó :
Ga : khối lợng toàn bộ xe
Va : Vận tốc bắt đầu phanh . Chọn Va = 30 (km/h)
F = Ft + Fs
Ft : Diện tích má phanh trớc
Fs : Diện tích má phanh sau
Diện tích má phanh trớc bằng diện tích má phanh sau
lms =
=

1160(30/3,6)2
2(8rt..b)
1160(30/3,6)2
16.125.10-3.(3,14.115/180).40.10-3

= 0,5.106 (J/m2)
SVTH : Đoàn Đại Đồng

Trang 14


Đồ án môn học

Thiết kế hệ thống phanh ôtô

= 50 (J/cm2) < [lms] = (600ữ800) (J/cm2)
2.4.2. Tính toán nhiệt.
Tính toán nhiệt nhằm hạn chế không cho nhiệt độ trống phanh tăng quá giới hạn
cho phép và tiến hành nh sau :
Trong quá trình phanh ,động năng của xe chuyển thành nhiệt năng đốt nóng
trống phanh và một phần toả ra môi trờng. Do đó theo định luật bảo toàn năng lợng có thể viết :
t

( V12 V22)GC/2g = mt. C.c + F K.tdt
Trong đó :

(2.15)

0

GC : Trọng lợng toàn bộ của ô tô tác dụng lên cầu đợc tính khi phanh.
V1:Tốc độ đầu quá trình phanh.
V2: Tốc độ cuối quá trình phanh
mt : Khối lợng của trống phanh và các chi tiết liên quan bị nung nóng .
mt = [( rt + )2 rt2]..b.
: khối lợng riêng của vật liệu làm trống phanh, trống phanh làm bằng thép
nên ta có : = 7,8.103 (Kg/m3)
: bề dày trống phanh = 10 mm
mt = [(125 +10)2 1252].3,14.40.10-9.7,8.10-3
=2,55 (kg)
C : Nhiệt dung riêng của vật liệu trống phanh.
Đối với thép C = 482 (J/kgK0)
c :Lợng tăng nhiệt độ của trống phanh so với môi trờng ở cuối quá trình phanh .
t : Lợng tăng nhiệt độ của trống phanh so với môi trờng ở trong quá trình

phanh.
t : T hời gian phanh.
Ft : Diện tích tản nhiệt của trống phanh.
SVTH : Đoàn Đại Đồng

Trang 15


Đồ án môn học

Thiết kế hệ thống phanh ôtô

Khi phanh ngặt trong thời gian ngắn, nhiệt lợng truyền ra không khí không đáng
kể . Trên cơ sở đố, có thể xác định lợng tăng nhiệt độ của trống phanh trong một
lần nh sau :

(

G C V12 V22
c =
2.g( m t C )

)

(2.16)

Khi phanh ngặt từ tốc độ ban đầu V 1 =30 Km/h cho đến dừng hẳn (V 2 = 0) c
không vợt quá 150C .
Xét cầu trớc :

Gc = b + J P .


hg Ga

g L

= ( b + .h g )

Ga
L

= ( 874,5 + 0,85.610)

1160
2160

= 747,9 (kg)
c =

747,9.8,33
2.2.2,55.482

= 1,20C
c < [c ] =150C
Xét cầu sau :


Gc = a J P .

hg Ga

g L

= ( a .h g )

Ga
L

= (1285,5 0,85.610)

1160
2160

= 412 (kg)

c =

412.( 8,33)
2( 2.2,55.482 )

= 0,650C
SVTH : Đoàn Đại Đồng

Trang 16


Đồ án môn học

Thiết kế hệ thống phanh ôtô

2.5. xác định lực ép cần thiết:
Sau khi đã biết mô mên phanh cần sinh ra và các kích thớc của cơ cấu phanh, ta
dễ dàng xác định lực ép cần thiết tác dụng lên guốc phanh theo công thức đã xây
dựng.
Cơ cấu phanh trớc : cả hai guốc tự siết
Mp = 2Mp1,2 =


P=

2 Phà
A àB

M P ( A à.B )
2 hà

P = (1806/2).(0,66 0,35.0,37)
2.188.10-3.0,35
= 3640 (N)
Cơ cấu phanh sau :
Mp = Mp1+Mp2
=
P =

2 Phà.A
A2 à2B2

(

M P A2 à2B2
2hàA

)

(

995
. 0,66 2 0,352.0,37 2
= 2
2.188.10 3.0,35.0,66

)

= 2399 (N)

3. tính toán dẫn động phanh .
3.1.sơ đồ tính toán :

SVTH : Đoàn Đại Đồng

Trang 17


Đồ án môn học

Thiết kế hệ thống phanh ôtô
P

P
dk

r1

PC
r2
pc

dC

P

P

Hình 3.1. Sơ đồ tính toán dẫn động phanh thủy lực
dC_đờng kính xi lanh chính; dk_đờng kính xi lanh bánh xe;

3.2. trình tự tính toán
3.2.1. Đờng kính xi lanh bánh xe
dk =

4P
p max

(3.1)

ở đây : pmax là áp suất cực đại cho phép của chất lỏng trong dòng dẫn động, áp
suất này càng cao thì kết cấu dẫng động càng gọn, thờng yêu cầu đối với các ống

dẫn và vấn đề làm kín lại khắc khe hơn, nhất là các đoạn ống mềm bằng cao su
và các chổ nối ghép. Thờng chọn pmax = 8 ữ12 MPa. Ta chọn pmax = 8 MPa
Đối với bánh xe trớc :
dkt =

4P
= 4.3640 / 3,14.8 24 (mm)
p max

Đối với bánh xe sau :
dkt =

4P
p max

max

SVTH : Đoàn Đại Đồng

= 4.2399 / 3,14.8 20 (mm)

Trang 18


Đồ án môn học

Thiết kế hệ thống phanh ôtô

3.2.2. Xác định đờng kính xi lanh chính (dc)
Đờng kính xi lanh chính nói chung không khác d k nhiều. Đối với các kết cấu hiện

nay nếu cả hai cầu đều trang bi phanh guốc :
dk
=1,0 ữ1,5
dc
dS
= 0,9 ữ1,2
dc
d kt
= 0,8 ữ1,7
d ks

Ta chọn

dS
= 0,9
dc

ta suy ra: dc = 22 (mm)

3.2.3. Hành trình làm việc cùa bàn đạp (Slv)
Sbd =(1,4 ữ1,6 ) Slv
Trong đó :
Sbd : hành trình toàn bộ của bàn đạp. Ta chọn Sbd =150 mm
Slv : hành trình làm việc của bàn đạp
Ta suy ra : Slv =

S bd
= 100 mm
1,5

Xác định tỷ số truyền của bàn đạp :
r1
2k n 2
Slv = ( 2 d ki .x i + + '+ ' ' )( )
r2
d c i =1

(3.2)

Trong đó :
k : hệ số tính đến biến dạng đàn hồi của các đờng ống. Khi tính toán có thể
lấy bằng 1,07
=(1,5 ữ2,5) Khe hở giữa piston của xi lanh chính và thanh đẩy nối với
bàn đạp.
và :Hành trình không tải của piston xi lanh chính
n : Số lợng các xi lanh bánh xe đợc đợc điều khiển bởi xi lanh chính
SVTH : Đoàn Đại Đồng

Trang 19


Đồ án môn học

Thiết kế hệ thống phanh ôtô

xi : Hành trình của piston xi lanh bánh xe thứ i. Đối với phanh guốc x i =1,5
ữ 4,5 mm. Chọn xi = 2 mm
Thay các giá trị vào :
2
2

2
S lv = 2 ( 2.20 .2 + 2.24 .2 ) + 1,5 + 1,5 + 1
22
r1

2.1,07

r

S lv = 21,26

r2
r1



r2
100
=
= 4,7
r1
21,26



r1
= 0,2126
r2

3.2.4. Lực cần tác dụng lên bàn đạp ( Pbd )

Để tạo đợc áp suất (pmax) yêu cầu , cần phải tác dụng lên bàn đạp một lực:
r1
r2

Pbd = m Pc

= m pmax





d 2C

4


r1

r
2





(3.3)

Trong đó :
r1 ,r2 : Các kích thớc ghi trên sơ đồ tính

: Hiệu suất dẫn động , thừa nhận = 0,86 ữ0,92
m : Số cần (khoang ) xi lanh bố trí song song
3,14.22 2
Pbd = 1.8.
4.0,9


( 0,2126 ) = 718 N


3.3. tính bộ trợ lực
3.3.1. Xác định hệ số trợ lực
Hệ số trợ lực Ky đợc xác định theo tài liệu [1]

SVTH : Đoàn Đại Đồng

Trang 20


Đồ án môn học

Thiết kế hệ thống phanh ôtô

Ky =

Pmax
P ' max

(3.5)

Pmax , Pmax : áp suất cực đại trong hệ thống khi có trợ lực làm việc và không có
trợ lực làm việc

Rõ ràng : Ky =

Pbdtt
P + Pbdtl
P
= bdch
= 1 + bdtt
Pbdch
Pbdch
Pbdch

(3.5)

Trong đó :
Pbdtt : lực cực đại cần thiết tác dụng lên bàn đạp (khi không có trợ lực) ; P bdtt =
718 N
Pbdch : lực cực đại cần tác dụng lên bàn đạp khi có trợ lực ; Chọn Pbdch = 200 N
Pbdtl : Phần lực đạp đợc giảm nhẹ nhờ tác dụng của bộ trợ lực
Vậy theo công thức (3.5):
Ky =

718
200

= 3,59
3.3.2. Chọn loại và sơ đồ :
Để giảm nhẹ lực đạp phanh, trong truyền động phanh bằng chất lỏng gồm có hai

loại trợ lực :
Loại chân không
Lọai khí nén
Ta chọn loại trợ lực chân không. Loại này thờng đợc sử dụng trên các xe cao tốc,
động cơ xăng và nó có những u nhợc điểm sau :
u :không cần sử dụng nguồn năng lợng bên ngoài mà sử dụng ngay độ chân
không tạo nên bởi động cơ để tạo trợ lực
nhợc: do dùng độ chân không nên hiệu quả bộ trợ lực thấp, để tăng hiệu quả
thì thờng tăng kích thớc của bầu trợ lực lên
3.3.3. Tính toán trợ lực chân không
Sơ đồ tính toán :
SVTH : Đoàn Đại Đồng

Trang 21


Đồ án môn học

Thiết kế hệ thống phanh ôtô

Sd

Sc

Pc

Sc

pc

Pa

Pbd

Sm
Pb

Hình 3.2.Sơ đồ tính toán trợ lực chân không
SC_Diện tích đầu cần tác dụng ; Sd_Diện tích của đĩa cao su; Sp_ diện tích
màng; Pa_ áp suất khoang A; Pb_ áp suất khoang B; PC_áp suất trong khoang C
của xi lanh chính
3.3.4. Đặc tính bộ trợ lực
Theo sơ đồ tính toán ở trên và hệ số trợ lực Ky = 3,59 Pbdch = 200 N. Ta vẽ đợc
đặc tính của bộ trợ lực:

Pc

Ky
E

D

C

SVTH : Đoàn Đại Đồng

Trang 22
B

A

Pbd


Đồ án môn học

Thiết kế hệ thống phanh ôtô

Hình 3.4. Đờng đặc tính bộ trợ lực
PC_lực từ bàn đạp tác dụng lên đầu cần nối với bàn đạp; Đoạn BC ở đặc tính bộ
trợ lực tơng ứng với lúc trợ lực có tác dụng; Đoạn CE ở đặc tính tơng ứng với lúc
trợ lực không có tác dụng; Đoạn AB không có trợ lực.
3.3.5. Xác định các thông số chính của bộ trợ lực
Theo tài liệu [1] ta có :
Ky = 1 +
= 1+

Pbdtl
Pbd
P .S m .( PLX + PmS )
i bd ..Pbd

(3.6)

Trong đó :
P =Pa Pb _ Độ chênh áp giữa hai khoang A và B
Sm _Diện tích hiệu dụng của piston hay màng
PLX ,Pms _Lực lò xo và lực ma sát cản trở chuyển động các chi tiết của bộ trợ
lực
ibd = r2 /r1 _Tỷ số truyền của bàn đạp

_Hiệu suất truyền động
Khi trợ lực cha đạt giá trị max ứng với nhánh AB của đặc tính, xác định độ chênh
áp P nh sau :

P .S m
P
P
= C = d
S d S C S C Pd

Suy ra : P .S m =

PC ( S d S C )
SC

SVTH : Đoàn Đại Đồng

Trang 23


Đồ án môn học

Thiết kế hệ thống phanh ôtô
= Pbd .i bd .

(S d S C )
SC

Trong đó :
Sd , SC _Diện tích tơng ứng của đĩa cao su và đầu cần tác dụng lên nó.

Bởi vậy:
Ky = 1 +

S d S C ( PLX Pms )
=
SC
i bd ..Pbd

(3.7)

Khi P đạt giá trị cực đại bằng độ chân không trong đờng nạp, thì lực trợ lực đạt
giá trị cực đại không đổi (Đoạn BC của đặc tính) . Còn hệ số của trợ lực K y đạt
cực đại ứng với Pbd =Pb Sau đó bắt đầu giảm
Ky = 1 +

p max S m ( PLX + Pms )
i bd ..Pbd

(3.8)

Trong đó :
pmax _Độ chân không lớn nhất trong đờng nạp động cơ.Khi tính toán lấy pmax
=0,05 MPa = 0,5 Kg/cm2
Từ công thức (3.8) suy ra:
Sm = Pbd.ibd.

Sd SC
S C .p max

(3.9)

Chọn đờng kính của piston tỷ lệ dC =20 (mm).
Vậy diện tích của piston tỷ lệ là :

SC =

d 2C 3,4.20 2
=
= 314 (mm2)
4
4

Chọn vòng phản ứng (đĩa cao su) có đờng kính dd =30 (mm). Vậy diện tích của
đĩa cao su là:
Sd =

.d 2d 3,14.30 2
=
= 706,5 (mm2)
4
4

Với : = 0,91
Pbdch = 200
Thế vào (3.9):
SVTH : Đoàn Đại Đồng

Trang 24

Đồ án môn học

Thiết kế hệ thống phanh ôtô

Sm =200.0,91.4,7.

706,5 314
= 21385 (mm2)
314.0,05

Vậy đờng kính của màng là :
dm =

4S m
=


21385
= 165 (mm)
3,14

Tài liệu tham khảo

SVTH : Đoàn Đại Đồng

Trang 25


Đồ án môn học

Thiết kế hệ thống phanh ôtô

1. Nguyễn Hữu Cẩn- Phan Đình Kiên
Thiết kế và tính toán ôtô máy kéo Tập 3
Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp-Hà Nội ,1985
2. Nguyễn Hữu Cẩn
Lý thuyết ô tô máy kéo
Nhà xuất bản Khoa học và kỹ thuật Hà Nội ,1998
3. Viện nguyên cứu giao thông ô tô
Sổ tay ô tô
Nhà xuất bản Giao thông vận tải Maccowva , 1985

SVTH : Đoàn Đại Đồng

Trang 26