Bài tập lớn tính toán ô tô

KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

THIẾT KẾ CẦU CHỦ ĐỘNG
I/KHÁI QUÁT VỀ CẦU CHỦ ĐỘNG: Cầu chủ động gồm các bộ phận quan trọng
nhất là: Bộ truyền lực chính, bộ vi sai, hai nữa bán trục và mayơ của bánh xe chủ
động.

Hình 1: Cấu tạo cầu chủ động
1.Truyền lực chính :
b.Công dụng:
- Truyền lực chính để tăng momen qua cơ cấu phân chia đến các bán tr ục đặt
dưới một góc nào đó(thường là 90 độ) đối với trục dọc của ô tô máy kéo.
- Truyền lực chính có thể có loại đơn hoặc loại kép. Loại đơn có m ột cặp bánh
răng nón hoặc hipôít, loại kép có một cặp bánh răng nón hoặc hipôít và m ột c ặp
bánh răng trụ. Loại đon thường đặt ở ô tô tải loại trung bình và nhỏ, ô tô du l ịch
và ô tô buýt ít chỗ ngồi. Loại kép căn bản đặt ở ô tô tải loại trung bình, lo ại l ớn
và thường thiết kế thành một khối.
c.Phân loại:
- Theo truyền lực chính chia ra:
+ Cặp bánh răng hình nón với bánh răng cong gồm:

• Loại truyền động thông thường (trục các bánh răng cắt nhau tại một
điểm).
• Loại truyền động hipôít (trục các bánh răng không cắt nhau mà nằm
trong 2 mặt phẳng).
+ Loại truyền động bánh răng thẳng.
+ Loại trục vít.
+ Loại truyền động xích.
- Theo số cặp bánh răng ăn khớp chia ra:
+ Loại đơn với một cặp bánh răng ăn khớp có tỉ s ố truyền i0= 3 ÷ 7.
+ Loại kép với 2 cặp bánh răng ăn khớp có i0 = 5 ÷ 12.

Loại kép lại chia ra:
- Bánh răng nón và bánh răng trụ trong truyền lực trung ương.

Bài Tập Lớn Tính Toán ÔTÔ

Page 1


KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC
- Bánh răng nón trong truyền lực trung ương và bánh răng trụ trong truy ền
lực cạnh.
- Theo cấp tỉ số truyền chia ra:
+ Loại một cấp với tỉ số truyền không đổi.
+ Loại nhiều cấp: Thường là 2 cấp tỉ số truyền.
d.Yêu cầu:
Truyền lực chính có các yêu cầu: đảm bảo tỉ số truyền cần thi ết, đảm bảo
hiệu suất cao ngay cả khi thay đổi nhiệt độ và tốc độ quay, đảm bảo độ bền của
trục và các điểm tựa.
Truyền lực chính đơn:

Hình 2: Sơ đồ truyền lực chính đơn.
a.TLC kiểu bánh răng côn xoắn
b.TLC dạng hypôit
c.TLC dạng trục vít
Truyền lực chính kép:
Truyền lực chính kép có tỷ số truyền được tạo bởi hai cặp bánh răng ăn
khớp. Gồm truyền lực chính trung tâm hay truyền lực chính bên (cạnh). Truyền
lực chính kép được sử dụng trên ô tô cần tỷ số truyền lớn khi truyền lực chính
đơn không đáp ứng được.

Bài Tập Lớn Tính Toán ÔTÔ

Page 2


KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

Hình 3: Sơ đồ truyền lực chính kép
a.Truyền lực chính trung tâm
b. Truyền lực chính bên
2.Vi sai :
a. Công dụng:
- Vi sai đảm bảo cho các bánh xe chủ động quay với vận tốc góc khác nhau
(khi quay vòng, khi kích thước bánh xe trái và phải không giống nhau hoàn
toàn và khi đường không bằng phẳng).
a. Vi sai mở :

Hình 4: Cấu tạo vi sai mở
b.Vi sai trượt một phần:

Bài Tập Lớn Tính Toán ÔTÔ

Page 3


KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

Hình 5: Vi sai trượt một phần
c.Vi sai có khóa:

Hình 6: Vi sai có khóa
3 .Bán trục :

Bài Tập Lớn Tính Toán ÔTÔ

Page 4


KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

Hình 7 : Các loại bán trục
a.Bán trục không giảm tải: ổ tựa đặt bên trong và bên ngoài, đặt trực tiếp lên nửa trục .
b.Bán trục giảm tải

½: ổ trục bên trong đặt trên vỏ vi sai và ở bên ngoài đặt trực tiếp

lên nửa trục.
c.Bán trục giảm tải ¾: ổ tựa ở bên trong đặt lên vỏ vi sai còn ổ tựa bên ngoài gồm 2 ổ
bi đặt trên dầm cầu và moayơ ở bánh xe không đặt trực tiếp lên trục.
d.Bán trục giảm tải hoàn toàn: ổ tựa bên trong được đặt trên vỏ vi sai còn ổ tựa bên
ngoài gồm hai ổ bi đặt trên dầm cầu và moay ơ ở bánh xe không đặt trực tiếp lên trục.

Bài Tập Lớn Tính Toán ÔTÔ

Page 5


KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC
4.Chọn phương án thiết kế :
a.Cầu chủ động:

Hình 8: Cấu tạo cầu chủ động
 Chọn theo Sơ đồ 4x2 (động cơ đặt trước, cầu chủ động đặt sau)

Hình 9: chọn phương án cầu chủ động

Bài Tập Lớn Tính Toán ÔTÔ

Page 6


KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC
b.Truyền lực chính:Chọn loại đơn dạng bánh răng côn dạng hypoit

Hình 10:Truyền lực chính dạng bánh răng côn hypoit
 Các ưu điểm của loại truyền động này :
-Dịch chuyển được trụ của bánh răng chủ động so với bánh răng bị động một
đoạn a khoảng 0,2 đường kính vòng tròn cơ bản của bánh răng bị động. Nhờ
đó hạ thấp được trong tâm ô tô, cho phép tăng độ ổn định, do đó tăng được
vận tốc ô tô.
-So với cặp bánh răng nón có cùng tỷ số tryền, cùng truyền một mô men thì
đường kính của bánh răng chủ động lớn hơn ( 20 – 25 % ) và trục bánh răng
chủ động lớn hơn. Do đó kết cấu vững hơn, độ bền lớn hơn và làm việc êm dịu
hơn.
-Do bề mặt tiếp xúc lớn nên ứng suất tiếp xúc trong các răng có giá trị bé hơn
so với răng nón xoắn.

 Các khuyết điểm của loại truyền động này:
-Sự trượt giữa các răng tăng theo cả chiều dài và mặt cạnh. Vì vậy phải dùng
dầu bôi trơn đặc biệt.

-Đòi hỏi phải lắp chính xác và bánh răng chủ động phải có điểm tựa thật chắc
chắn.

Bài Tập Lớn Tính Toán ÔTÔ

Page 7


KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC
c.Chọn vi sai :
-Do mục tiêu chính là giá thành chế tạo rẻ nên ta chọn loại vi sai kiểu mở
d.Chọn bán trục:
-Do xe ô tô , trọng tải tối đa 1500kg và với yêu cầu tính đơn giản kết cấu ta
chọn loại bán trục giảm tải 1/2.

Hình 11 : Bán trục giảm tải ½

Bài Tập Lớn Tính Toán ÔTÔ

Page 8


KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC
II/ THIẾT KẾ TÍNH TOÁN TRUYỀN LỰC CHÍNH:

 Thông số cho trước xe Toyota INNOVA:
• Trọng lượng phân bố lên cầu trước, cầu sau: G1=550kg,G2=1000 kg
• Chiều cao trọng tâm xe: hg=1000mm
• Khoảng cách vết bánh xe: B= 1510 mm
• Mômen xoắn cực đại của động cơ: Memax= 182.4 N.m/ nemax= 5600v/ph

• Tỷ số truyền các cụm của hệ thống truyền lực: ih1= 3,93; ih5=0,85
• Tỷ số truyền lực cạnh : ic= 1
• Tỷ số truyền lực chính : i0= 4,3
• Bán kính tính toán của bánh xe: rbx= 301mm = 0.301m
• Hệ số bám của đường: φmax= 0.9
• Công suất cực đại: Nemax= 99,9Kw/5600 vòng/phút
Truyền lực chính loại đơn: chọn truyền động hypoit (HPI) với đường tâm trục của
các bánh răng chéo nhau.

1. Xác định các thông số cơ bản của truyền lực chính:
a.Chọn tải trọng tính toán:

 Đối với ô tô có công thức bánh xe 4x2 tải trọng tính toán xác định theo mô
men cực đại của động cơ khi xe chuyển động ở số truyền 1:
Mtt=Memax. ih1= 182,4.3,93= 716,83 Nm
ih1: tỷ số truyền tay số 1

 Mômen cực đại của động cơ theo điều kiện bám
Trong đó:
i0: tỷ số truyền lực chính
ic: tỷ số truyền lực cạnh

Chọn mômen cực đại nhỏ ⇒ Mtt= 630Nm
b. Chọn các kích thước cơ bản của cặp bánh răng truyền lực chính.
i0= 4.0⇒ Z1= 9 răng, Z2= Z1× i0=9× 4,3=38,7 răng => chọn 39 răng.
Trong đó:
Z1 - Số răng của bánh răng quả dứa (chọn theo sách BTL-TT Ô TÔ).

Bài Tập Lớn Tính Toán ÔTÔ

Page 9


KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC
Z2 - Số răng của bánh răng vành chậu.
-Tra bảng 4.2/trang66 sách BTL-TT ÔTÔ ⇒ hệ số dịch chỉnh ξ= 0.626
-Chọn góc ăn khớp

 : góc nghiêng trung bình đường xoắn răng của bánh chủ động TLC (độ):

-Chọn chiều xoắn của bánh răng côn chủ động ngược với chiều quay của bánh
răng để đảm bảo lực dọc trục tác dụng lên bánh răng chủ động hướng từ đáy nhỏ lên
đáy lớn khi xe chạy tiến ( nhằm tránh kẹt răng).
-Thông thường trên ôtô bánh răng chủ động quay theo chiều thuận kim đồng
hồ (quay phải) nếu ta nhìn từ đầu máy. Do đó chọn chiều xoắn của bánh răng côn
chủ động là chiều trái ( nhìn từ đáy nhỏ bánh răng)

a

b
Hình 12 : Chiều xoắn của răng
a: xoắn phải

 Le: chiều dài đường sinh (mm)
=14

 ms: môđun pháp tuyến mặt đáy lớn
=

= = 6,4509 chọn 6,5

 b: chiều dài răng (mm)
b= 0.3Le= 0,3.129,1=38,73 mm

 Lm chiều dài trung bình:
Bài Tập Lớn Tính Toán ÔTÔ

Page 10

b: xoắn trái


KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC
Lm= Le - 0.5b = 129,1- 0,5. 38,73=109,7 mm

 mn: môđun pháp tuyến trung bình:
mn= ms .(Lm∕ Le).cosβ= 6,5. (109,7∕ 129,1).cos(35º22’)= 4,5

 d2: đường kính sơ bộ vòng chia đáy lớn bánh bị động truyền lực chính HPI

 E: khoảng chuyển dịch HPI (mm)
E=0,2.d2= 0,2. 176,6 = 35,3mm

 Góc nghiêng trung bình đường xoắn bánh răng chủ động bộ truyền HPI

=

+ = 53º22’

 Chọn đường kính bánh răng chủ động k = 1,4

=>
 Đường kính vòng chia:
De1=msZ1=6,5. 9=58,5 mm
De2=msZ2=6,5.39=253,5mm

 Chiều cao đỉnh răng:
hae1=
hae2=

 Chiều cao răng:
he1=he2=(2cos+0,2).ms=(2.cos(+0,2).6,5=11,9mm

 Chiều cao chân răng:
hfe1= he1 - hae1= 11,9-8,62= 3,28 mm
hfe2= he2 - hae2= 11,9-1,98= 9,92 mm

2.Xác định lực và ứng suất tác dụng lên truyền lực chính

 Góc côn chia:
Góc côn chia bánh nhỏ: δ1

Bài Tập Lớn Tính Toán ÔTÔ

Page 11


KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC
Góc công chia bánh lớn: δ2
δ2= 90- δ1=90= 76 ̊ 54’

 Bánh kính trung bình của bánh răng :
mm

 Đối với truyền động HPI cần phân tích lực riêng cho bánh răng chủ động và bị
động.

a) Đối với bánh răng chủ động:
 Lực vòng = = = 25343,61 N
 Lực chiều trục :
=
= = 36701,55 N

 Lực hướng kính:
R1=
= = 7336,97 N

b) Bánh răng bị động:
 Lực vòng : P2=P1= 25343,61 . 35481,05
 Lực chiều trục :
 Lực hướng kính :
3.Tính kiểm tra bền bánh răng truyền lực chính.

 Kiểm tra bánh răng theo ứng suất uốn :
σu =
Với y là hệ số dạng răng được xác định theo số răng tương đương Z tđ
= = = 43,49=>chọn 43 răng
= = = 295,38=>chọn 295 răng

Tra bảng 3-18 trang giáo trình BTL - CTM ta có

y1=0,476
y2=0,517
Bài Tập Lớn Tính Toán ÔTÔ

Page 12


KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC
- ứng suất uốn cho phép, = ( 700

900) MN/m2

= =358,95 MN/m2
= = 462,68MN/m2
=>Ta thấy σ1u và σ2u thoả mãn điều kiện

 Kiểm tra bánh răng theo ứng suất tiếp xúc:
σtx = 0,418.

(*)

Với:
ritđ – bán kính bánh răng tương đương, i = 1,2
ritđ =
E = 2,15.105 (N/m2) – mô đun đàn hồi của vật liệu
= (1500-2500) MN/m2- ứng suất tiếp xúc cho phép

.
= 1001,02 MN/m2< = 15002500 (MN/m2)
.

=1184,42 MN/m2< = 15002500 (MN/m2)
Vậy điều kiện tiếp xúc thoả mãn.
*BẢNG SỐ LIỆU:
THÔNG SỐ

Bánh răng chủ động

Chiều dài đường sinh

Le = 129,1 mm

Chiều dài đường sinh trung bình

Lm = 109,74 mm
α = 20o

Góc ăn khớp α
Hệ số dịch chỉnh
Góc nghiêng trung bình đường xoắn

Bánh răng bị động

ξ = 0,626
β1= 53º22’

β 2 = 33o21’

Z1 = 9

Z2 = 39

răng
Số răng
Độ dịch trục E
Bài Tập Lớn Tính Toán ÔTÔ

E = 35,32 mm
Page 13


KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

Môđun mặt đáy răng

ms = 6,5

Môđun pháp trung bình

mn = 4,51 mm

Đường kính vòng chia trung bình

De1 = 58,5 mm

De2 = 253,5 mm

δ1 = 13o6’

δ2 = 76o54’

Chiều cao đầu răng mặt đáy lớn

ha1= 8,62 mm

he2=1,98 mm

Chiều cao chân răng mặt đáy lớn

hf1 = 3,28 mm

hf2=9,92 mm

Góc côn chia

4. Tính trục và chọn ổ của truyền lực chính
a) Chọn sơ bộ đường kính trục
Áp dụng
=>chọn d=35mm
Khoảng cách 2 ổ bi
L=2,5.d=78,15mm → chọn 78mm.
Phân tích kế cấu trục.

Hình 13:Sơ đồ kết cấu trục bánh răng chủ động
Chọn phương pháp bố trí a thường sử dụng trong bộ truyền lực chính
Chọn ổ đũa với d=35mm chọn ổ đũa trung kí hiệu 7307 có dxBxD là 35x21x80
(Sách BTL-CTM)

Bài Tập Lớn Tính Toán ÔTÔ

Page 14

KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC
b)Tính chính xác đường kính trục

 L1 là khoảng cách từ gối đỡ 1 đến đường kính vòng chia trung bình của bánh
răng nhỏ.
+ mm

 Moment uốn tác dụng lên ổ bi số 1:

 Moment tổng hợp
Mz=Mtt=630N.m

 Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm:

> dsb=35mm
=>Không thoả đk
-Chọn d=40mm
-Chọn ổ đũa 7308 với kích thước dxBxD : 40x23x90
III.TÍNH TOÁN VI SAI
Bộ vi sai có nhiệm vụ truyền mô men từ TLC sang các bán trục. Trong quá trình
làm việc các bánh răng hành tinh có điều kiện làm việc khắc nghiệt hơn. Vì vậy trong
quá trình tính toán ta sẽ tiến hành kiểm nghiệm bền cho bánh răng hành tinh.
1.Xác định kích thước cơ bản của bánh răng bộ vi sai

Bài Tập Lớn Tính Toán ÔTÔ

Page 15

KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

Hình 14: Sơ đồ thiết kế vi sai
* Chọn:
Hệ số khóa vi sai kσ=0.2
Chọn sơ bộ mô đun của các bánh răng vi sai theo kinh nghiệm là ms=5
Chọn số bánh răng hành tinh q=2
Hiệu suất truyền lực ηtl=0,93
Số răng của bánh răng bán trục Zb= 18 răng

 Tỷ số truyền được chọn theo kinh nghiệm: iht= 1,3.
răng => 14 răng

 Góc côn chia

 Chiều dài đường sinh côn chia:

 Chiều dài răng:
b= 0,3.Le=0,3. 57,01=17,1 mm

 Chiều dài đường sinh trung bình : Rm
Lm=Le - 0,5.b =57,01 - 0,5. 17,1= 48,46mm

 Đường kính vòng chia d
de1=msZ1=5. 14= 70mm
de2=msZ2=5. 18=90 mm

Bài Tập Lớn Tính Toán ÔTÔ

Page 16


KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

 Đường kính trung bình dm

=>

 Chiều cao răng he
ha1=ha2=ms.2,2=11 mm

 Chiều cao chân răng hf :
hf1=hf2=1.2ms=1,2. 5= 6 mm
2.Chọn chế độ tải trọng và tính toán bền.

 λ hệ số kích thước
λ=1- (b∕Re)= 1- (17,1∕57,1)=0,7

 Mo: mômen xoắn trên vỏ hộp vi sai (Nm)
M0=Memax. i0. ih1. ηtl=182,4.4,3.3,93.0,93=2866,611 Nm

 Số răng tương đương:

= 22,8 răng => chọn 23 răng.
=> hệ số dạng răng y=0,429

 Mô men pháp tuyến trung bình:

 Mômen theo động cơ

Mtt1=0,5.Memax(1+ kσ)ih1. i0×.ηtl
=0,5.182,4. (1+ 0,2).3,93.4,3.0,93=1719,967Nm

 Mômen theo điều kiện bám

 Chọn Mtt=N.m
 Lực P tác dụng lên bánh răng bán trục
P = = 35411,76

 Tính ứng suất uốn:
Bài Tập Lớn Tính Toán ÔTÔ

Page 17


KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

1767,105
[σu]=(1000÷ 2000) MN/m2

 Bán kính bánh răng tương đương
44,34 mm
= 73,3 mm

 Ứng suất tiếp xúc:

= 0,418.

= 2959,713
Với [σtx]=(2500÷ 4000) MN/m2

THÔNG SỐ BÁNH RĂNG BỘ VI SAI

Bánh răng
Thông số
Số răng Z
Chiều dài đường sinh Le
Chiều dài đường sinh trung bình Lm
Chiều dài răng b
Góc côn chia δ
Mô đun pháp tuyến ms
Mô đun pháp tuyến trung bình mn
Đường kính vòng chia d
Chiều cao đỉnh răng ha
Chiều cao chân răng hf

Hành tinh

Bán trục

14

18
57,01mm
48,46 mm
17,1 mm

37°52’

52°8’
5

3,213

70 mm

90 mm
5 mm
6 mm

IV/TÍNH TOÁN BÁN TRỤC.
Bán trục được bố trí trong dầm cầu để truyền mômen xoắn từ truyền lực chính đến
các bánh xe chủ động.
Do xe có tải trọng nhỏ vì vậy dựa vào cách phân loại ta chọn phương án thiết kế
như sau:
Theo kết cấu của cầu: phương án cầu rời được chọn
Theo mức độ chịu lực hướng kính và chịu lực trục: phương án loại nửa trục giảm
tải 1/2 được chọn
1.Các chế độ tải trọng tính toán

Bài Tập Lớn Tính Toán ÔTÔ

Page 18


KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

a)
Khi
lực
kéo Zk đạt giá trị cực đại
Momen tính toán :

 Theo động cơ
Mtt=Mte=Memax.ih1.i0.ɳtl.(=182,4.3,93.4,3.0,93.= 1719,97N.m
 Theo điều kiện bám :
Mtt =1354,5N.m
 Lực kéo tính từ động cơ
Pkmax=

= 5714,2

 Lực kéo tính theo điều kiện bám
Pkmax= = 4500N=> chọn làm thông số tính toán
 Xác định phản lực pháp tuyến của đường:
-λ2: hệ số phân bố tải trọng lên cầu khi kéo
Chọn λ2=1,5 khi xe lên dốc
b) Khi lực phanh Zpmax đạt giá trị cực đại
-λp2: hệ số phân bố tải trọng lên cầu khi phanh
Chọn λp2=0,7 khi xe lên dốc
 Xác định phản lực pháp tuyến của đường:

 Xác định lực phanh:

c)Lực ngang (Ymax) đạt giá trị cực đại (khi xe quay vòng bị trượt ngang)
 Xác định phản lực pháp tuyến của đường:

Bài Tập Lớn Tính Toán ÔTÔ

Page 19


KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

11622,52

φ’max=1: hệ số bám ngang
Ykmax: lực ngang cực đại (N)
d) Khi lực thẳng đứng đạt giá trị cực đại:
kđ: hệ số tải trọng động chọn để tính cho xe du lịch
Chọn kđ=1,75
8750

Bài Tập Lớn Tính Toán ÔTÔ

Page 20


KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC
2.Tính bền bán trục
*Chọn:
- Vật liệu chế tạo bán trục là thép hợp kim C25CrMn
Có [σth]=750 MN/m2: ứng sất uốn tổng hợp
- Đường kính bán trục tại tiết diện tính toán: d=40mm
- Khoảng cách từ tâm bánh xe đến tâm ổ lăn đầu tiên: b=100 mm
- Khoảng cách tâm 2 ổ lăn: a= 500mm
a) Chế độ lực kéo cực đại
-Ứng suất uốn bán trục tại tiết diện lắp ổ đỡ đầu trục xác định theo công thức:
136,66<[]
Ứng suất uốn và xoắn tổng hợp
σ th =

M U2 + M x2

 Ứng suất uốn và xoắn tổng hợp:
Với: Mu=
M x = Pk max .rbx =

4500.0, 301=1354,5N.m

=>Thay số ta có:
125,96 MN/m2 < 750 MN/m2 (thoả mãn)
b) Chế độ lực phanh cực đại

.<[]
c) Chế độ lực ngang cực đại

= . . <[]
d) Chế độ lực thẳng đứng cực đại
. = 1,75. = <[]
Vậy trục đảm bảo độ bền cần thiết.

Bài Tập Lớn Tính Toán ÔTÔ

Page 21

0,2.d 3


KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

V.TÀI LIỆU THAM KHẢO :
1.Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 (tài liệu [1] – Trịnh Chất, Lê Văn
Uyển. NXB Giáo dục – 1999.

2.Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 2 (tài liệu [2] – Trịnh Chất, Lê Văn
Uyển. NXB Giáo dục – 1999.
3.Dung sai và lắp ghép (Ninh Đức Tốn).
4.Cấu tạo hệ thống truyền động ô tô con (Nguyễn Khắc Trai).
5.Thiết kế tính toán ô tô – máy kéo (Nguyễn Hữu Cẩn).

Bài Tập Lớn Tính Toán ÔTÔ

Page 22