MỤC LỤC

Mục lục................................................................................................................i

Lời nói đầu........................................................................................................1

Chương 1: Đặc điểm xe ôtô hybrid (HEVs)....................................................2

1. Định nghĩa ôtô hybrid..................................................................................... 2

2. Các loại ô tô hybrid........................................................................................ 2

3. Ưu điểm của ô tô hybrid................................................................................. 3

4. Đặc điểm xe HEVs......................................................................................... 5

5. Các bộ phận chính trên ô tô hybrid................................................................ 7

6. Các phương án truyền động của ô tô hybrid................................................. 8

6.1. Kiểu kết nối nối tiếp..................................................................................... 8

6.2. Kiểu kết nối song song.............................................................................. 10

6.3. Kiểu kết nối nối tiếp – song song............................................................... 11

6.4. Kiểu kết nối hỗn hợp................................................................................. 12

Chương 2 : Phân tích chọn phương án...................................................... 13

1. Hệ thống truyền lực hybrid dùng bộ kết nối mômen.................................... 13

2. Hệ thống truyền lực hybrid dùng bộ kết nối tốc độ...................................... 16

3. Hệ thống truyền lực hybrid dùng hỗn hợp bộ kết nối mômen và tốc độ.......19

4. Chọn phương án thiết kế............................................................................. 20

Chương 3: Tính chọn nguồn công suất cho ô tô hybrid........................... 22

1. Sơ đồ hệ thống truyền lực........................................................................... 22

2. Các trạng thái điều khiển............................................................................. 22

3. Xác định công suất cần thiết....................................................................... 24

4. Tính chọn động cơ đốt trong....................................................................... 25

5. Tính chọn động cơ điện.............................................................................. 25

6. Tính chọn ắc quy......................................................................................... 30

Chương 4: Thiết kế hệ thống truyền lực................................................... 31

1. Tính thiết kế bộ kết nối ................................................................... ...........31

1.1.Tỉ số số răng giữa các cặp bánh răng trong bộ truyền cơ sở ................. 32

1.2.Tính toán thiết kế các thông số của bộ kết nối......................................... 32 

2. Tính thiết kế hộp số.................................................................................... 52

2.1.Xác định tỷ số truyền của hệ thống truyền lực......................................... 52

2.2.Xác định tỷ số truyền của hộp số ở tay số 1............................................ 52

2.3.Xác định tỷ số truyền của các tay số trung gian....................................... 54

2.4.Sơ đồ động hộp số và trạng thái các phần tử điều khiển ở từng tay số...55

2.5.Tính tỷ số truyền cho từng số truyền riêng biệt........................................ 55 

2.6.Tỉ số số răng giữa các cặp bánh răng trong các bộ truyền cơ sở............58

2.7.Tính toán thiết kế các thông số của bộ kết nối........................ ................58 

Chương 5: Xây dựng đặc tính kéo của ô tô hybrid.................................. 78

1. Đặc tính động cơ đốt trong........................................................................ 78

2. Đặc tính mômen cơ động cơ điện............................................................. 78

3. Đặc tính mômen ở chế độ hybrid.............................................................. 79

4. Vận tốc xe ở các tay số............................................................................. 79

5. Đặc tính kéo khi chỉ dùng động cơ đốt trong............................................. 80

6. Đặc tính kéo khi chỉ dùng động cơ điện.................................................... 81

7. Đặc tính kéo khi chạy ở chế độ hybrid..................................................... 82

Chương 6: Quy trình công nghệ gia công chế tạo chi tiết..................... 84

1. Phân tích đặc điểm chi tiết........................................................................ 84

2. Yêu cầu kỹ thuật của chi tiết..................................................................... 85

3. Phương pháp chế tạo phôi....................................................................... 85

4. Các nguyên công cơ bản......................................................................... 85

4.1. Nguyên công 1...................................................................................... 85

4.2. Nguyên công 2...................................................................................... 86

4.3. Nguyên công 3...................................................................................... 88

4.4. Nguyên công 4...................................................................................... 90

Kết luận ...................................................................................................... 91

Tài liệu tham khảo...................................................................................... 92

LỜI NÓI ĐẦU

Nước ta đang từng bước công nghiệp hóa hiện đại hóa, và ngành ôtô đóng vai trò to lớn trong công cuộc xây dựng đất nước. Ôtô đang dần trở thành phương tiện được sử dụng phổ biến nhất trong nhiều lĩnh vực khác nhau.Tuy nhiên, nguồn nhiên liệu dầu mỏ cạn kiệt dần đưa ra bài toán tìm nhiên liệu thay thế. Cùng với nó, khí thải của ôtô là một trong những nguyên nhân gây ô nhiễm của môi trường, và đặc biệt là ảnh hưởng xấu đến sức khoẻ con người. Chính vì vậy, việc tìm ra giải pháp cải tiến nhiên liệu và hệ thống truyền lực ôtô đang rất cấp thiết.

Đồ án tốt nghiệp em đã được giao nhiệm vụ thiết kế “Thiết kế hệ thống truyền lực cho ô tô hybrid”.

Đồ án tốt nghiệp là điều kiện tất yếu rất quan trọng  mà mọi sinh viên phải hoàn thành trước khi ra trường. Qua đây sẽ tổng hợp và củng cố lại những kiến thức đã học, giúp sinh viên hiểu hơn về lý thuyết và biết cách kết hợp giữa lý thuyết với thực tế.

Em xin chân thành cảm ơn thầy: TS………………. đã hết sức nhiệt tình và tâm huyết khi hướng dẫn chúng em hoàn thành tốt đồ án này. Đồng thời em bày tỏ sự cảm ơn sâu sắc đến các thầy giáo trong bộ môn ôtô cùng toàn thể các bạn trong lớp đã giúp đỡ em trong thời gian làm đồ án.

Mặc dù đã cố gắng, nhưng do kiến thức và thời gian có hạn cũng như thiếu kinh nghiệm thực tế nên trong khuôn khổ đồ án này sẽ không tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong các thầy góp ý, chỉ bảo thêm để đề tài của em được hoàn thiện hơn.

                                                                                                    Hà Nội, ngày … tháng … năm 20…

                                                                                                     Sinh viên thực hiện

                                                                                                   ………………

Chương 1

ĐẶC ĐIỂM XE Ô TÔ HYBRID

1. Định nghĩa xe ô tô Hybrid

Ôtô hybrid là dòng ôtô sử dụng động cơ tổ hợp. Động cơ hybrid là sự kết hợp giữa động cơ đốt trong thông thường với một nguồn năng lượng khác. Bộ điều khiển điện tử sẽ quyết định sử dụng nguồn năng lượng nào, tức là khi nào dùng động cơ đốt trong, khi nào dùng nguồn năng lượng kia, khi nào dùng vận hành đồng bộ.

2. Các loại xe ô tô Hybrid

HEVs là viết tắt của Hybrid Electric Vehicles, là loại xe hybrid sử dụng tổ hợp động cơ đốt trong và động cơ điện .Với loại xe HEVs, có khả năng tái sinh năng lượng khi phanh hoặc xe xuống dốc, lúc này động cơ điện hoạt động như một máy phát điện tận dụng năng lượng sinh ra khi phanh để nạp cho ắc quy.

3. Ưu điểm của xe ô tô Hybrid

Về mặt đặc tính động lực học của xe : ở chế độ khởi hành, xe chỉ dùng động cơ điện. Đặc tính mômen cơ của động cơ điện như h1.1 cho ta thấy tại số vòng quay nhỏ mômen của động cơ cao, do đó sử dụng động cơ điện để khởi hành rất thích hợp. Còn khi số vòng quay vượt quá số vòng quay định mức thì khi tiếp tục tăng, đường mômen là đường hypebol bậc 2 (số vòng quay tăng thì mômen giảm) đường này cũng phù hợp với đặc tính động lực học của xe.

4. Đặc điểm xe HEVs

Các chế độ làm việc của hệ thống Hybrid :

- Động cơ đốt trong một mình truyền năng lượng để đẩy xe chạy. Chế độ này được sử dụng trong vùng tối ưu của động cơ đốt trong. Khi xe đạt đến một tốc độ đã được xác định từ đặc tính động cơ, động cơ sẽ được khởi động và khi động cơ đạt được số vòng quay ở vùng tối ưu thì động cơ điện sẽ tắt và xe được chạy hoàn toàn bằng động cơ đốt trong.

- Động cơ điện một mình truyền năng lượng để đẩy xe chạy. Chế độ này được sử dụng khi xe chạy ở chế độ khởi hành, vận hành xe ở tốc độ thấp, hay địa hình hạn chế phát thải ô nhiễm. Do đặc tính của động cơ điện có mômen lớn ở số vòng quay thấp nên tận dụng được mômen. Khi ở số vòng quay thấp động cơ đốt trong có mức tiêu thụ nhiên liệu lớn do đó sử dụng động cơ điện sẽ tiết kiệm nhiên liệu ,và không phát sinh phát thải độc hại.

- Ắc quy thu năng lượng từ động cơ đốt trong và từ tải đồng thời. Khi xe xuống dốc, năng lượng từ động cơ tới động cơ điện do không có cản, lúc này lực cản quán tính sẽ âm. Năng lượng do lực này sinh ra sẽ cấp điện nạp cho ắc quy.

- Động cơ đốt trong truyền năng lượng tới tải và ắc quy đồng thời. Khi ắc quy cần nạp điện (sắp hết điện), dòng năng lượng từ động cơ chia thành hai dòng tới động cơ điện để nạp cho ắc quy và tới bánh xe chủ động.

5. Các bộ phần chính trên xe ô tô hybrid

- Động cơ đốt trong : là nguồn động lực chính trong động cơ hybrid; có thể sử dụng động cơ xăng; động cơ diesel, động cơ hydro, khí hóa lỏng hoặc pin nhiên liệu.

- Động cơ điện : là nguồn năng lượng bổ sung .Động cơ điện nhận năng lượng điện từ ắc quy và chuyển thành năng lượng cơ khí dẫn động bánh xe ,nhận năng lượng cơ khí từ động cơ đốt trong hay phanh tái sinh và chuyển năng lượng điện để nạp cho ắc quy . Ưu điểm của động cơ điện là cho mô-men lớn ở số vòng quay nhỏ, hoạt động êm, hiệu suất cao.

6. Các phương án truyền động của xe ô tô Hybrid

Tuỳ theo sự phối hợp giữa động cơ nhiệt và động cơ điện mà có bốn dạng hệ thống kết nối sau đây được sử dụng.

6.1. Kiểu hybrid nối tiếp

Động cơ điện truyền lực đến bánh xe, công việc duy nhất của động cơ nhiệt là sẽ kéo máy phát điện để phát sinh ra điện năng nạp cho ắc quy hoặc cung cấp cho động cơ điện . Dòng điện sinh ra chia làm hai phần, một để sạc bình ắc quy và một sẽ dùng chạy động cơ điện. 

6.2. Kiểu hybrid song song

Dòng năng lượng truyền tới bánh xe chủ động đi song song. Cả động cơ nhiệt và mô tơ điện cùng truyền lực tới trục bánh xe với mức độ tuỳ theo các điều kiện hoạt động khác nhau. Ở hệ thống này động cơ nhiệt đóng vai trò là nguồn năng lượng truyền mômen chính còn môtơ điện chỉ đóng vai trò trợ giúp khi tăng tốc hoặc vượt dốc. 

6.3. Kiểu hybrid nối tiếp – song song

Hệ thống này kết hợp cả hai hệ thống nối tiếp và song song nhằm tận dụng tối đa các lợi ích được sinh ra. Hệ thống hybrid nối tiếp này có một bộ phận gọi là "thiết bị phân chia công suất" chuyển giao một tỷ lệ biến đổi liên tục công suất của động cơ nhiệt và động cơ điện đến các bánh xe chủ động. Tuy nhiên xe có thể chạy theo "kiểu êm dịu" chỉ với một mình động cơ điện.

Chương 2

PHÂN TÍCH CHỌN PHƯƠNG ÁN

1. Hệ thống truyền lực hybrid dùng bộ kết nối mômen 

Nếu bỏ qua tổn thất và giả sử cổng 2 đang là cổng vào thì năng lượng ra bánh xe là :                                       

T₃ω₃ = T₁ω₁₊ T₂ω₂ .

Mômen kết nối có thể được biểu diễn : T₃ = k₁T₁+k₂T₂ với k₁ và k₂ là tham số cấu trúc của bộ kết nối mômen.

Vận tốc góc ω₁ ,ω₂ và ω₃ quan hệ với nhau : ω₃ = ω₁/k₁ = ω₂/k₂ .

Thiết bị kết nối mômen có rất nhiều kiểu khác nhau .H2.2 cho thấy một số thiết bị cơ bản như : truyền động bánh răng, đai hay sử dụng trực tiếp mô tơ điện. Mỗi thiết bị sẽ cho một thông số về k₁ và k₂ khác nhau.

2. Hệ thống truyền lực hybrid dùng bộ kết nối tốc độ

Bộ kết nối tốc độ cơ khí có thuộc tính  : 

ω₃ = ω₁k₁ + ω₂k₂ .

Với k₁ và k₂ : là hằng số kết hợp với cấu trúc và hình học được thiết kế. Trong số 3 tốc độ ,ω₁ , ω₂ và ω₃ ,2 trong số chúng độc lập với nhau và có thể điều khiển độc lập. Do sự ràng buộc của bảo toàn năng lượng, mômen xoắn được liên kết cùng nhau bởi :

T₃ = T₁/k₁ = T₂/k₂ .

Hệ bánh răng hành tinh gồm 3 cổng đơn vị : bánh răng mặt trời, bánh răng bao và cần dẫn được đánh số 1,2,3 tương ứng trên hình.

Năng lượng điện được biến đổi thành năng lượng cơ trong khoảng không khí.

Tốc độ của mô tơ, trong điều kiện thông thường, là tốc độ tương đối của roto trong với roto ngoài. Quan hệ tốc độ có thể được biểu diễn : ω_or = ω_ir + ω_oi ,và quan hệ mômen :

T_or = T_ir = T_e .

4. Chọn phương án thiết kế

Qua các phân tích về đặc điểm và ưu nhược điểm của các phương án truyền động cũng như các phương án kết nối truyền lực trên xe hybrid, em lựa chọn phương án thiết kế : “Thiết kế hệ thống truyền lực cho ô tô Hybrid mắc theo sơ đồ nối ghép song song và sử dụng bộ kết nối kiểu hệ hành tinh“. H2.11 cho ta thấy sơ đồ hệ thống truyền lực sẽ được thiết kế trong đồ án này. Với sơ đồ trên trục động cơ đốt trong, động cơ điện và hộp số sẽ đảm bảo được yếu tố đồng trục.

Nguyên lý hoạt động của phương án đã chọn trên :

* Chế độ chỉ động cơ đốt trong làm việc :

Ly hợp điện từ và phanh B1 hoạt động. Động cơ điện không hoạt động, chỉ có động cơ đốt trong truyền lực tới bánh xe chủ động.

* Chế độ chỉ mô tơ điện làm việc :

Ly hợp và các phanh B1, B2 mở, động cơ đốt trong tắt, chỉ mô tơ điện truyền năng lượng tới bánh xe chủ động.

* Chế độ lai :

Ly hợp điện từ đóng, hai phanh B1,B2 mở. Ở chế độ này cả động cơ đốt trong và mô tơ điện truyền năng lượng tới bánh xe chủ động .

* Chế độ phanh tái sinh :

Động cơ đốt trong tắt, ly hợp mở. Trong quá trình phanh mô tơ nhận mômen âm.

* Chế độ động cơ đốt trong nạp điện cho ắc quy :

Mô tơ điện được điều khiển quay ngược lại, nhận năng lượng từ động cơ và chuyển nó tới ắc quy.

Chương 3

TÍNH CHỌN NGUỒN CÔNG SUẤT CHO Ô TÔ HYBRID

1. Sơ đồ hệ thống truyền lực

Với sơ đồ hệ thống truyền lực như trên H3.1, ta sẽ tính chọn động cơ đốt trong, động cơ điện, ắc quy, tính thiết kế bộ kết nối và hộp số.

2. Các trạng thái điều khiển của xe

- Chế độ một mình mô tơ kéo xe : khi tốc độ xe thấp hơn 1 giá trị định sẵn (35km/h),được gọi là đường thấp nhất của tốc độ xe mà tại đó động cơ không hoạt động ổn định, hoặc tiêu thụ nhiều nhiên liệu, hoặc phát thải cao, chỉ có động cơ điện kéo xe. Trong khi đó động cơ tắt hoặc ly hợp mở. Năng lượng của các bộ phận như sau :

P_e = 0

P_m = P_L

- Chế độ hybrid : khi công suất kéo được lái xe điều khiển, P_L lớn hơn năng lượng mà động cơ có thể sinh ra, cả hai động cơ và mô tơ điện phải cung cấp năng lượng tới bánh xe chủ động cùng lúc. Trong trường hợp này, hoạt động của động cơ nằm trên đường tối ưu của nó bằng cách kiểm soát bướm ga của động cơ để sinh ra công suất P_e. Nguồn công suất còn lại được cung cấp bởi động cơ điện. Các năng lượng được tính như sau :

P_m = P_L - P_e

- Chế độ nạp ắc quy : khi công suất kéo được lái xe điều khiển, P_L thấp hơn năng mà động cơ có thể sinh ra khi hoạt động trên đường tối ưu của nó và ắc quy chưa được sạc đầy. Động cơ hoạt động trên đường tối ưu sinh ra công suất P­_e. Trong trường hợp này, mô tơ điện được điều khiển để hoạt động ở chế độ máy phát, chạy bằng phần năng lượng còn lại của động cơ. Năng lượng các bộ phận như sau :

P_m = (P_e - P_L) h_t,e,m

P_PPS-c = P_mh_m

3. Xác định công suất cần thiết

Ta có : G = 13000 N;f = 0,01;v_max = 140 km/h;

r= 1,205 kg/m³;c=0,3; F = 2m²;h_t = 0,95. 

Theo yêu cầu sử dụng vận hành của xe, động cơ điện sử dụng khi khởi hành xe, động cơ đốt trong sử dụng ở vận tốc trung bình, hai động cơ sử dụng khi cần tăng tốc tối đa hay vượt dốc.

Công suất động cơ điện cần thiết để khắc phục sức cản và chạy xe đến 35 km/h : N_v = 13,4 (kW).

Công suất động cơ đốt trong cần thiết để vận hành xe ở tốc độ 80 km/h: N_v =  34,38(kW).

Công suất cần thiết để vận hành xe ở chế độ hybrid với tốc độ 140 km/h :N_v =  76,5 (kW).

Để thỏa mãn điều kiện ở các chế độ vận hành của xe, ta phân chia công suất cho hai động cơ: công suất cực đại của động cơ đốt trong 50kW và động cơ điện 30kW.

5. Tính chọn động cơ điện

Hiện nay, động cơ điện trang bị trên ôtô có rất nhiều loại khác nhau như: Động cơ một chiều có chổi than, động cơ xoay chiều không đồng bộ, động cơ xoay chiều đồng bộ, động cơ xoay chiều từ trở và động cơ một chiều không chổi than. Xét về đặc tính cơ của động cơ điện thì động cơ điện một chiều sẽ cung cấp một mômen kéo tốt hơn động cơ điện xoay chiều (H3.3).Động cơ điện một chiều có mômen khởi động lớn phù hợp với đặc tính lý tưởng của xe. Tuy nhiên loại động cơ điện một chiều có chổi than thì tuổi thọ không cao, trong quá trình vận hành đòi hỏi phải bảo dưỡng chổi than. Còn động cơ điện một không chổi than thì có rất nhiều ưu điểm nhưng giá thành cao và cũng chưa được phổ biến trên thị trường. 

Đường1- Đặc tính của động cơ điện một chiều.

Đường 2- Đặc tính AC đồng bộ.

Đường 3- Đặc tính  AC  không đòng bộ.

Với mục tiêu về đặc tính cơ, ta chọn loại động cơ điện một chiều có chổi than làm nguồn động lực cho xe thiết kế.

+ Động cơ điện một chiều tự kích thích: Tuỳ theo cách nối các dây quấn kích thích ta có:

- Động cơ điện một chiều kích thích song song.

- Động cơ điện một chiều kích thích nối tiếp.

- Động cơ điện một chiều kích thích hỗn hợp.

Chọn điện áp làm việc của động cơ điện một chiều kích từ nối tiếp :

- Dựa vào website: ‘http://www.metricmind.com’ để lựa chọn động cơ điện :

Tên gọi: MES 200-175 to 200-250.  Công suất: 30 (kw)

Mô men định mức: 170 (Nm).  Số vòng quay định mức: 1700 (vg/ph)

Số vòng quay lớn nhất: 5100 (vg/ph).  Khối lượng: 61 (kg)

Hiệu điện thế: 185 (V).      

Bảng thông số n_m ,N_m ,M_m của động cơ điện như bảng.

5. Tính chọn ắc quy

Ta thấy tại giá trị công suất định mức của động cơ điện Pm=23 (KW), cường độ dòng điện định mức có giá trị I =124,3 (A).

Vì dung lượng ắc quy được sản xuất theo tiêu chuẩn, và với hiệu điện thế của động cơ điện là 185 (V), chọn loại ắc quy Nickel Metal Hydride ở dạng các cell có thông số kỹ thuật của mỗi cell như sau :

- Dung lượng mỗi cell : 6,5 (Ah);  Hiệu điện thế mỗi cell : 1,2(V)

- Số giờ thực tế xe chạy hết bình là: t_p = 8,05 (h).

Chương 4

THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC Ô TÔ HIBRID

1. Tính thiết kế bộ kết nối

Với các thông số cổng vào T₁ = 110 (Nm) ,ω₁ = 6600 (v/ph) và T₂ = 170 (Nm) ,ω₂ = 5100 (v/ph) .

Ở chế độ hybrid có quan hệ mômen giữa 2 cổng vào T₁/k₁ = T₂/k₂ và tốc độ cổng ra ω ₃ = k₁ ω ₁+k₂ ω ₂.1.1. Tính toán các tỉ số số răng giữa các cặp bánh răng trong bộ truyền cơ sở

k₁ =  0,4 => Z =1,56. Ta thấy Z nằm trong khoảng (1,5÷4) nên thỏa mãn.

1.2. Tính toán thiết kế các thông số của bộ kết nối       

1.2.1. Tính toán thiết kế bộ hành tinh

1.2.1.1. Chọn vật liệu

Theo quan điểm để các bánh răng có thể sử dụng qua các chu kì bảo dưỡng, đại tu, sửa chữa và tiện cho việc sản suất hàng loạt vì vậy ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng là như nhau. 

Bánh răng lớn : Tôi cải thiện HRC = 55 - 63

Giới hạn bền δ = 900 Mpa. Giới hạn chảy δ _ch = 700 Mpa.

Bánh răng nhỏ : Tôi cải thiện HRC =55 -63

Giới hạn bền δ = 900 Mpa. Giới hạn chảy δ _ch = 700 Mpa

1.2.1.3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

Thay các giá trị đã tính ở trên vào công thức ta có : d_S =55,64(mm), làm tròn d_S =60(mm)

Từ đó ta có :

Chiều rộng vành răng : b_S = ψ_bd . d _S = 0,3.60=18 (mm)

Môđun chọn trong dãy tiêu chuẩn m=1,5

Số răng bánh răng mặt trời :Z_S = 36,1(răng ). Ta chọn Z_S = 36 răng

Số răng bánh răng bao Z_R :

Theo công thức  Z = 1,56   => Z_R = Z_S .1,56 = 56,16. Chọn Z_R = 56 (răng).

1.2.1.4. Kiểm tra điều kiện công nghệ của các bánh răng

Bánh răng trong hộp số hành tinh thường dùng là răng trụ răng nghiêng do có ưu điểm về độ ồn nhỏ và độ bền cao. Số răng nhỏ nhất cho phép của bánh răng mặt trời là 14, bánh răng hành tinh là 10. Khi số răng của bánh hành tinh càng nhỏ thì tốc độ quay càng cao ,tốc độ lớn nhất của bánh răng hành tinh không vượt quá 7000 vg/ph.

Kiểm tra theo điều kiện kề: điều kiên này nhằm đảm bảo khoảng cách tối thiểu giữa các bánh răng hành tinh

Z_R.sin(π/4) – Z_P (1-sin(π/4)) >  0

56.sin(π/4) – 10(1-sin(π/4)) = 36,67  >  0

** Kết luận : Qua kiểm tra các điều kiện đồng trục, điều kiện lắp ráp và điều kiện kề đều thoả mãn. Như vậy ta có số răng của bộ truyền hành tinh sau:

Số răng bánh răng mặt trời     :      Z_R2= 56 (răng)

Số răng bánh răng hành tinh  :      Z_P2= 10 (răng)

Số răng bánh răng mặt trời     :     Z_S2= 36 (răng) 

1.2.1.6. Các thông số hình học của các bánh răng

Môđun pháp tuyến     :  m_n = 1,5 (mm)

Bước răng                   :  t = π.m_n = 3,14.1,5 = 4,71   (mm)

Góc nghiêng của răng :  β = 30­­⁰

Số răng bánh răng mặt trời :     Z_R =56 (răng)

Dấu ( - ) ứng với ăn khớp trong, dấu ( + ) ứng với ăn khớp ngoài.

Bánh răng bao Z_R :d_aR  = d_ωR -  2.m_n = 97 - 2.1,5= 94   (mm)

Bánh răng hành tinh Z_p:d_aP =d_ωP + 2.m_n = 17,32+2.1,5= 20,32  (mm)

Bánh răng mặt trời Z_S :d_aS  = d_ωS  +  2.m_n =  54 + 2.1,5= 58   (mm)

Đường kính vòng đáy răng

Công thức tổng quát :    d_f = d_ω ±  2,5.m_n

Dấu ( - ) ứng với ăn khớp ngoài. Dấu ( + ) ứng với ăn khớp trong.

Bánh răng bao Z_R:  d_fR = d_ωR +  2,5.m_n  = 97 + 2,5.1,5 = 100,75  (mm)

Bánh răng hành tinh Z_P2 :d_fP2 =d_ωP2 -  2,5.m_n = 17,32-2,5.1,5= 13,57(mm)

1.2.1.7. Phân tích lực tác dụng trên các bánh răng

Trên hình các phản lực của khâu bị động tác dụng lên khâu chủ động là nét đứt ,của các khâu chủ động tác dụng lên khâu bị động là nét liền.

Từ hình vẽ, trên bánh răng hành tinh có các lực tác dụng ngược chiều nhau là lực hướng tâm Fr và lực dọc trục Fa. Do đặc tính hình học cơ bản của cả bộ truyền Wilson là giống nhau nên các lực tác dụng trên bánh răng hành tinh là cùng độ lớn.

Ta có  : P_P = P_S = P_R =  1417 (N)

Vậy F_ri  = 596 (N)

+  Lực dọc trục

Ta có công thức tính tổng quát :

F_ai = P_i.tg β   

Trong đó :

F_ai : Lực dọc trục tác dụng lên bánh răng thứ i.

Vậy F_ai = P_i.tgβ =  1417. tg30⁰ = 818 (N)

1.2.1.8. Kiểm tra bền các bánh răng

a. Tính theo sức bền uốn

+ Tính ứng suất uốn bánh răng mặt trời Z_S

Trong trường hợp này bánh răng Z_S là bánh răng chủ động.

Hệ số tính đến ma sát :  K_ms = 1,1.

Chiều rộng làm việc của bánh răng b_S = 18 mm  = 18.10^-3(  m)

Số răng tương đương : Z_td  = 55,4 (răng)

Lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh Z₃ P₃ =  1417 (N) = 1417.10^-6 (MN)

Môđun pháp tuyến  :  m_n = 1,5 mm =1,5.10­^-3 m

Thay các giá trị đã tính toán ở trên vào công thức ta có : σ_H1   = 18,9 (MN/m²)

Lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh Z_P:

P_P=1417(N)=1417.10^-6 (MN)

Môđun pháp tuyến :  m_n = 1,5.10^-3 (m)

Hệ số ảnh hưởng của độ trùng khớp K_β = 1

Thay các giá trị vào công thức  ta có : e _H2 = 15 (MN/m²)

Vậy  σ_H1 và σ_H2 < [σ_H] = 387MPa = 387 MN/m²

Các bánh răng thoả mãn điều kiện uốn.

b. Kiểm nghiệm bánh răng theo sức bền tiếp xúc

Trên bộ truyền Wilson, do bánh răng hành tinh làm việc 2 chiều và có kích thước nhỏ nhất trong ba loại bánh răng, nên số lần vào khớp và ra khớp của một bánh răng hành tinh là nhiều nhất.

Thay tất cả các giá trị vừa tìm được ta thay vào công thức  ta có ứng suất tiếp xúc trên răng của bánh răng hành tinh : σ_txP1  = 745  (MN/m²)

Ứng suất tiếp xúc trên răng của bánh răng mặt trời : σ_txP2  = 807  (MN/m²)

Có  [σ_H ] = 1102 MPa = 1102 MN/m²

Vì vậy bánh răng Z_P ,Z_S thoả mãn điều kiện bền theo ứng suất tiếp xúc.

1.3.1. Tính toán thiết kế trục

1.3.1.1. Chọn vật liệu

Do đặc điểm của xe thiết kế có các chế độ hoạt động luôn luôn thay đổi, chuyển động với vận tốc cao, tải trọng không ổn định. Do vậy ở đây ta chọn vật liệu chế tạo trục là thép 20CrNi. 

1.3.1.2. Xác định sơ bộ đường kính trục

- Mục đích : Tìm ra đường kính sơ bộ của trục, chọn được ổ bi có kích thước phù hợp, qua đó xác định được chiều dày các đoạn trục, nhất là các điểm đặt lực. Đồng thời để từ đó ta có thể phác thảo được sơ bộ đường kính trục

Từ đó ta có : d  ≥ 23,82  (mm)

Vậy ta chọn sơ bộ đường kính trục là 25 mm .

1.3.1.3. Kiểm nghiệm bền trục theo độ bền mỏi

Khi xác định đường kính trục ở trên ta chưa xét tới một số yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi chu kì ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt … Vì vậy ta cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu.

Theo bản bản vẽ hộp số tự động, trục có khoan lỗ dầu, do đó công thức tính mômen chống uốn như sau:

W₀ = ( π.ξ.d³/16)(1-d₀/d_j)

Nhưng vì đường kính lỗ khoan rất nhỏ so với đường kính trục, nên ta có thể tính gần đúng theo công thức :

W₀ = ( π.ξ.d³/16)    

1.3.2. Tính toán thiết kế phanh

a. Yêu cầu cơ bản của việc tính toán thiết kế phanh:

Hãm được mômen lớn mà không bị trượt trong bất kì điều kiện sử dụng nào .

Đóng phanh phải từ từ, êm dịu, mở phanh phải dứt khoát, nhanh chóng khi ôtô chuyển số.

Các bề mặt ma sát phải thoát nhiệt tốt.

Kết cấu nhỏ gọn để giảm lực quán tính .

b. Kết cấu chung của ly hợp khoá :

Vật liệu chế tạo các đĩa ép thông thường là các loại vật liệu như kim loại, gốm sứ. Pittông ép thông thường chế tạo bằng vật liệu là hợp kim nhôm. Không gian giữa vỏ phanh và thân pittông tạo nên khoang chứa dầu, bao kín pittông là các xécmăng dầu được chế tạo vật liệu phi kim có khẳ năng chịu được dầu. 

c. Phương pháp tính toán với các phanh:

Mômen ma sát của phanh được xác định theo công thức :

M_S = β . M_c

Mặt khác mômen  ma sát của phanh còn có thể được viết :

M_­S = β .M_C = μ. P.R_c . Z

** Kết luận : ta có M_CB1 = 170 Nm và M_CB2 = 110 Nm.Qua bảng trên ta thấy các giá trị của M_S > M_C(Nm) điều đó có nghĩa là hệ số dự trữ β > 1.

Vì vậy các hệ thống phanh đủ điều kiện làm việc.

2. Tính thiết kế hộp số :

2.1. Xác định tỉ số truyền của hệ thống truyền lực

Với xe 1 cầu chủ động, truyền lực chính loại đơn, có i_f = 1.

Tỉ số truyền của truyền lực chính theo xe tham khảo i_o = 3,14.

2.2. Xác định tỷ số truyền của hộp số ở tay số 1

Tỷ số truyền ở tay số 1 cần phải chọn sao cho lực kéo tiếp tuyến phát ra ở các bánh xe chủ động của ôtô có thể khắc phục được lực cản tổng cộng lớn nhất của mặt đường.

Từ phương trình cân bằng lực kéo khi ôtô chuyển động ổn định ta có :

P_kmax ≥ ψ_max.G + W.v²

Khi ôtô chuyển động ở số 1 thì vận tốc của nó nhỏ, do đó ta có thể bỏ qua lực cản của không khí. Như vậy:

P_kmax ≥ ψ_max.G

Khi khởi hành, chỉ có động cơ điện làm việc nên mômen vào hộp số là mômen ra của bộ kết nối với đầu vào của bộ kết nối là động cơ điện – bánh răng hành tinh của bộ kết nối nên:

M = M_mmaxi_{htinh-mtrời}  = 170.1,56 = 265 ( Nm)

Thay vào công thức ta có : i_h1 ≤ 2,62

Như vậy i_h1 cần phải thoả mãn 2 điều kiện trên. Ta chọn i_h1 = 2,6

2.4. Sơ đồ động hộp số và trạng thái các phần tử điều khiển ở từng tay số

Bảng trạng thái các phần tử điều khiển ở từng tay số như bảng 2.5.

2.7. Tính toán thiết kế các thông số của hộp số

Theo sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí và sách tính toán thiết kế ôtô tính toán được thực hiện cho từng cặp bánh răng ăn khớp, bao gồm các bước thiết kế tính toán và kiểm nghiệm. Khi thiết kế tính toán, ngoài việc đảm bảo các điều kiện làm việc của các bánh răng ta cần phải lưu ý một vài đặc điểm sau :

Để giảm tiếng ồn khi làm việc nên giảm  môđun và tăng chiều rộng vành răng. Chọn môđun thống nhất theo tiêu chuẩn để đảm bảo công nghệ sửa chữa, thay thế và lắp giáp.

Với hộp số hành tinh thì các cặp bánh răng luôn ăn khớp và có thể mang tải hoặc chỉ quay trơn do đó làm cho hộp số có nhiều tiếng ồn. 

Đối với ôtô con  β = 30 - 45 độ.

Đối với ôtô tải  β = 20 - 30 độ.

Với xe thiết kế ta chọn góc nghiêng β = 30 độ.

Do Z₁=Z₂=1,67 nên bộ hành tinh trước và sau có các thông số là như nhau . Ta tính toán thiết kế chung cho 2 bộ hành tính .

2.7.1. Tính toán thiết kế bộ hành tinh :

2.7.1.1. Chọn vật liệu

Thống nhất theo quan điểm chọn vật liệu bánh răng đồng nhất như ở trên. Ta chọn là thép hợp kim 40CrNi,

Bánh răng lớn : Tôi cao tần HRC = 55 - 63

Giới hạn bền δ = 900 Mpa. Giới hạn chảy δ _ch = 700 Mpa.

Bánh răng nhỏ : Tôi cao tần HRC =55 -63

Giới hạn bền δ = 900 Mpa. Giới hạn chảy δ _ch = 700 Mpa

2.7.1.2. Xác định ứng suất tiếp súc – ứng suất uốn cho phép

[σ_H ] = σ_Holim.K_HL/ S_H                           

[σ_F ] = σ_Folim.K_FL.K_FC/ S_F     

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HRC1 =60, bánh răng lớn HRC2 =55

σ_Holim1  =23HRC1 =23.60 =1380 , σ_Folim1  =750

σ_Holim1  =23HRC2 =23.55 =1265 , σ_Folim1  =750

Ứng suất quá tải cho phép

 [σ_H]_max = 2,8 δ _ch2 = 2,8.700 = 1960 (MPa)                            

 [σ_F]_1max = 0,8. σ_ch1= 0,8.700 = 560 (MPa) 

 [σ_F]_2max = 0,8. σ_ch2= 0,8.700 = 560 (MPa) 

2.7.1.4. Kiểm tra điều kiện công nghệ của các bánh răng

Bánh răng trong hộp số hành tinh thường dùng là răng trụ răng nghiêng do có ưu điểm về độ ồn nhỏ và độ bền cao. Số răng nhỏ nhất cho phép của bánh răng mặt trời là 14, bánh răng hành tinh là 10. Khi số răng của bánh hành tinh càng nhỏ thì tốc độ quay càng cao ,tốc độ lớn nhất của bánh răng hành tinh không vượt quá 7000 vg/ph.

** Kết luận : Qua kiểm tra các điều kiện đồng trục, điều kiện lắp ráp và điều kiện kề đều thoả mãn. Như vậy ta có số răng của bộ truyền hành tinh sau:

Số răng bánh răng mặt trời     :      Z_R2= 75 (răng)

Số răng bánh răng hành tinh  :      Z_P2= 15 (răng)

Số răng bánh răng mặt trời     :     Z_S2= 45 (răng) 

2.7.1.5. Tính lại khoảng cách trục và tỷ số truyền

Khoảng cách trục từ bánh răng mặt trời Z_S đến bánh răng hành tinh Z_P : A  = 52 (mm)

Ta có:

i_h1 =2,6

i_h2 = 1,6  

i_h3 = 1

2.7.1.6. Thông số hình học của các bánh răng

Môđun pháp tuyến     :  m_n = 1,5 (mm)

Bước răng                   :  t = π.m_n = 3,14.1,5 = 4,71   (mm)

Góc nghiêng của răng :  β = 30­­⁰

Số răng bánh răng mặt trời     :     Z_R =75 (răng)

Số răng bánh răng hành tinh  :      Z_P = 15 (răng)

Số răng bánh răng mặt trời     :     Z_S = 45 (răng) 

Đường kính vòng chia :  d_ω  = m_n. Z/cos β     

Bánh răng mặt trời Z_S :

b_S = ψ_bd .d_ωS= 0,4.78 = 31,2  (mm)

Chọn  b_S  =   31  (mm)   ,   b_R  =  31  (mm)  ,  b_P =  30 (mm)

2.7.1.9. Kiểm tra bền các bánh răng

a. Tính theo sức bền uốn

Số răng tương đương : Z_td2 = 67,7 (răng)

Tra theo bảng 6.18 [5] có hệ số dạng răng Y =  3,62.

Lực vòng tác dụng lên bánh răng mặt trời  P =  2662 (N) = 2662.10^-6 (MN)

Môđun pháp tuyến  :  m_n = 1,5 mm =1,5.10­^-3 m

Thay các giá trị đã tính toán ở trên vào công thức ta có : σ_H1 = 17,9 (MN/m²)

Lực vòng tác dụng lên bánh răng hành tinh Z_P2 : P_P  = 2662(N) = 2662.10^-6 (MN)

Môđun pháp tuyến :  m_n = 1,5.10^-3 (m)

Hệ số ảnh hưởng của độ trùng khớp K_β = 1

Thay các giá trị vào công thức  ta có : e _H2 = 26 (MN/m²)

Vậy  σ_H1 và σ_H2 < [σ_H] = 387MPa = 387MN/m²

Các bánh răng thoả mãn điều kiện uốn.

b. Kiểm nghiệm bánh răng theo sức bền tiếp xúc

Trên bộ truyền Wilson, do bánh răng hành tinh làm việc 2 chiều và có kích thước nhỏ nhất trong ba loại bánh răng, nên số lần vào khớp và ra khớp của một bánh răng hành tinh là nhiều nhất.

Thay tất cả các giá trị vừa tìm được ta thay vào công thức  ta có ứng suất tiếp xúc trên răng của bánh răng hành tinh : σ_txP1 = 702  (MN/m²)

Ứng suất tiếp xúc trên răng của bánh răng mặt trời : σ_txP2 = 760  (MN/m²)

Có  [σ_H ] = 1102MPa = 1102MN/m² nên bánh răng Z_P ,Z_S thoả mãn điều kiện bền theo ứng suất tiếp xúc.

2.7.2. Tính toán trục

2.7.2.1. Chọn vật liệu cho trục

Do đặc điểm của xe thiết kế có các chế độ hoạt động luôn luôn thay đổi, chuyển động với vận tốc cao, tải trọng không ổn định. Do vậy ở đây ta chọn vật liệu chế tạo trục là thép 20CrNi. 

2.7.2.2. Xác định sơ bộ đường kính trục

- Mục đích : Tìm ra đường kính sơ bộ của trục, chọn được ổ bi có kích thước phù hợp, qua đó xác định được chiều dày các đoạn trục, nhất là các điểm đặt lực. Đồng thời để từ đó ta có thể phác thảo được sơ bộ đường kính trục.

Ta có mômen trên trục. Ta cần tính khi xe chạy ở số 1:

M_t2 = M_e2 . i_h1 = 280.10³ .2,6.0,95  = 692 .10³ (Nmm)

Từ đó ta có : d  ≥ 36,02  (mm)

Vậy ta chọn sơ bộ đường kính trục là 40 mm .

2.7.2.3. Kiểm nghiệm bền trục theo độ bền mỏi

Khi xác định đường kính trục ở trên ta chưa xét tới một số yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi chu kì ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt … Vì vậy ta cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu.

Ta kiểm tra độ bền mỏi tại một số tiết diện của trục

Theo bản bản vẽ hộp số tự động, trục có khoan lỗ dầu, do đó công thức tính mômen chống uốn như sau: W₀ = ( π.ξ.d³/16)(1-d₀/d_j)

Nhưng vì đường kính lỗ khoan rất nhỏ so với đường kính trục, nên ta có thể tính gần đúng theo công thức : W₀ = ( π.ξ.d³/16)    

2.7.3. Tính toán thiết kế ly hợp – phanh

a. Phương pháp tính toán chung với các ly hợp - phanh:

Mômen ma sát của ly hợp được xác định theo công thức :

M_S = β . M_c

Mặt khác mômen  ma sát của ly hợp còn có thể được viết :

M_­S = β .M_C = μ. P.R_c . Z

Từ các công thức và các hệ số ta có bảng thông số của ly hợp và phanh như bảng dưới.

** Kết luận : Qua bảng trên ta thấy các giá trị của M_S > M_C =280(Nm) điều đó có nghĩa là hệ số dự trữ của ly hợp β > 1. Vì vậy mômen truyền được qua tất cả các ly hợp và hệ thống phanh đủ điều kiện làm việc.

Chương 5

XÂY DỰNG ĐẶC TÍNH KÉO CHO Ô TÔ HYBRID

1. Đặc tính kinh tế nhiên liệu của động cơ đốt trong

Như đã chọn động cơ ở trên, ta có đặc tính kinh tế nhiên liệu của động cơ đốt trong như hình 5.1.

3. Đặc tính mômen ở chế độ Hybrid

Với thông số bộ kết nối ở trên ta có bảng thông số mômen ở chế độ hybrid  như bảng dưới.

4. Vận tốc xe ở các tay số

Ta có hệ thống tỷ số truyền của hộp số như sau :

Tỷ số truyền của tay số 1      : i_h1 = 2,6

Tỷ số truyền của tay số 2      : i_h2 = 1,6

Tỷ số truyền của tay số 3      : i_h3 = 1,00

7. Đặc tính kéo khi chạy ở chế độ hybrid

Bảng tính lực kéo của xe ở chế độ hybrid như dưới.

Chương 6

QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ GIA CÔNG CHI TIẾT

1. Phân tích đặc điểm chi tiết

Khi thiết kế bản vẽ lắp các cụm chi tiết, ta cần có các bản vẽ chi tiết riêng biệt của từng chi tiết để nhà sản xuất có thể chế tạo được. Trong 4 bản vẽ chi tiết đã trình bày trên A0, em xin chọn chi tiết piston của ly hợp C để lập quy trình công nghệ gia công. 

2. Yêu cầu kỹ thuật của chi tiết

Yêu cầu quan trọng nhất của chi tiết là độ đồng tâm giữa mặt ngoài và mặt lỗ, độ vuông góc giữa mặt đầu và tâm lỗ.

Các kích thước cơ bản của piston là :

- Đường kính mặt ngoài : ∅140^+0,028.

- Đường kính lỗ : ∅62^+0,030.

- Độ không đồng tâm giữa mặt ngoài và mặt lỗ không lớn hơn 0,013.

- Độ không vuông góc giữa mặt đầu và đường tâm lỗ không lớn hơn 0,03.

- Các bề mặt làm việc cần đạt R_a = 2,5.

- Các bề mặt còn lại đạt R_Z = 80.

4. Các nguyên công cơ bản

4.1. Nguyên công 1

Gia công lỗ và mặt đầu trên máy tiện T616, sử dụng dao P9 (lưỡi cắt bằng thép gió).

Nguyên công 1 gồm có 3 bước công nghệ :

* Bước công nghệ 1 : Tiện tinh lỗ ∅62^+0,030

Tra bảng 5.19 [9] có

Chiều sâu cắt   t=0.15mm

Lượng chạy dao  S=0.15mm/vòng

Tốc độ cắt   v=100 m/ph.

* Bước công nghệ 2 : Tiện tinh mặt đầu

Chiều sâu cắt   t=0.15mm

Lượng chạy dao  S=0.15mm/vòng

Tốc độ cắt   v=100 m/ph.

* Bước công nghệ 3 : Tiện thô rãnh và mặt đầu không làm việc

Chiều sâu cắt   t=1mm

Tra bảng 5.61 [9] có các chế độ cắt sau

Lượng chạy dao  S=0.1mm/vòng

 Tốc độ cắt   v=90 m/ph.

4.3. Nguyên công 3

Xẻ rãnh :

Tra bảng 5-72 [9] có

Lượng chạy dao  S=0.15mm/vòng

Tra bảng 5-73a [9]  có

Tốc độ cắt   v= 31 m/ph.

Chiều sâu cắt  t=0.15 mm

4.4. Nguyên công 4 (nguyên công kiểm tra)

Kiểm tra độ đồng tâm giữa mặt trụ và mặt lỗ, và kiểm tra độ vuông góc giữa mặt đầu và đường tâm lỗ.

KẾT LUẬN

Sau một thời gian gần 3 tháng làm đồ án tốt nghiệp, được sự hướng dẫn tận tình của thầy : TS……………… em đã hoàn thành đề tài được giao “Thiết kế hệ thống truyền lực cho ô tô hybrid”.

Đề tài của chúng em đã giải quyết những vấn đề cơ bản sau :

- Giới thiệu tổng quan về ôtô hybrid, các loại hybrid và các ưu điểm của xe hybrid.

- Phân tích đặc điểm dòng xe HEVs.

- Tìm hiểu các phương án truyền động trên xe, từ đó đưa ra phương án thiết kế của đề tài.

- Phân tích các chế độ làm việc của xe để phân chia công suất cho từng động cơ, tính toán thiết kế các thông số kích thước cơ bản của bộ kết nối và hộp số, đảm bảo sự hợp lý khi lắp ghép trong hệ thống. Kiểm tra bền một số chi tiết quan trọng như bánh răng, trục hay mômen ma sát của ly hợp-phanh.

- Xây dựng đặc tính kéo của xe ở các chế độ khác nhau để kiểm tra lại điều kiện làm việc của xe.

Mặc dù đã hết sức cố gắng nhưng vì thời gian có hạn, cũng như các kiến thức còn nhiều hạn chế nên trong quá trình thực hiện đề tài, em không tránh khỏi những sai sót. Em rất mong sự chỉ bảo của các thầy trong bộ môn để em hoàn thiện tốt hơn đồ án tốt nghiệp này.

  Một lần nữa chúng xin chân thành cảm ơn thầy : TS……………. và các thầy trong bộ môn Ôtô và Xe chuyên dụng - Trường Đại Học Bách Khoa Hà Nội đã giúp chúng em hoàn thành đồ án tốt nghiệp của mình.

Em xin chân thành cảm ơn!

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1]. Nguyễn Khắc Trai, Nguyễn Trọng Hoan, Hồ Hữu Hải, Phạm Huy Hường, Nguyễn Văn Chưởng, Trịnh Minh Hoàng. Kết cấu ôtô. Nhà xuất bản Bách Khoa Hà Nội. Năm 2010.  

[2]. Nguyễn Hữu Cẩn,  Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài, Lê Thị Vàng. Lý thuyết ôtô máy kéo. Nhà xuất bản Khoa học kỹ thuật. Năm 2005.

[3]. Lê thị Vàng. Hướng dẫn bài tập lớn lý thuyết ôtô.

[4]. Nguyễn Trọng Hoan. Tập bài giảng tính toán và thiết kế ôtô. Năm 2009.

[5]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tập 1 và 2. Nhà xuất bản giáo dục. Năm 2005.

[6]. Mehrdad Ehsani, Yimin Gao, Sebastien E.Gay, and Ali Emadi. Mordern electric, hybrid electric, and fuel cell vehicles.

 "TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"