THIẾT kế tối ưu THÔNG số kết cấu hộp số ô tô tải

Kỷ yếu hội nghị khoa học công nghệ toàn quốc khí - Lần thứ IV THIẾT KẾ TỐI ƯU THÔNG SỐ KẾT CẤU HỘP SỐ Ô TÔ TẢI THE STRUCTURAL PARAMETER OPTIMIZATION OF TRUCK GEARBOX Nguyễn Thành Công1a, Nguyễn Quang Cường1b Khoa Cơ khí ,Trường Đại học Giao thông Vận tải, Hà Nội, Việt Nam a thanhcongoto@gmail.com, b nqcuongoto@gmail.com TÓM TẮT Hệ thống truyền lực phận quan trọng ô tô Nó có công dụng truyền biến đổi mô men xoắn từ động đến bánh xe chủ động Hộp số tổng thành để thực nhiệm vụ hệ thống truyền lực, định tới tính làm việc ô tô Bài báo trình bày cách thức xây dựng mô hình toán học để thiết kế tối ưu thông số kết cấu bánh hộp số ô tô tải Khi lựa chọn động cơ, việc thiết kế hộp số yêu cầu đảm bảo tính niên hạn sử dụng quy định yêu cầu hộp số phải tích nhỏ nhất, tiết kiệm vật liệu giảm giá thành Do lựa chọn thể tích hộp số làm hàm mục tiêu tối ưu Sử dụng công cụ tối thiểu phi tuyến có ràng buộc Optimtool chương trình Matlab hàm Fmincon để tối ưu tham số Việc sử dụng phương pháp nâng cao chất lượng giảm thiểu thời gian thiết kế hộp số Từ khóa: hộp số, thông số kết cấu, thiết kế tối ưu, ô tô tải, matlab ABSTRACT The automotive transmission system is the core part of a vehicle It is designed to change the vehicle's drive wheel speed and torque in relation to engine speed and torque The gearbox is the essential part of the transmission system and a major component determining the performance of the vehicle This paper mainly aims to build a mathematical model for the optimization design of the structural parameters of the gear gearbox of truck With a given engine, the gearbox is required to guarantee its performance throughout service life while meeting the requirements of small volume, low material-consuming and low cost Therefore, to minimize the gearbox volume would be the first goal for optimization design This research strives to optimize the structural design of the gearbox based on the Optimization Kit of Matlab Judging from the comparison between the optimized outcome and the original, this method is absolutely significant to upgrading of efficiency, lightening the gearbox, lowering product cost etc Keywords: gearbox, structure parameters, optimal design, truck, matlab ĐẶT VẤN ĐỀ Hộp số có công dụng thay đổi momen xoắn truyền từ động đến bánh xe chủ động, nhờ tăng giảm lực kéo bánh xe chủ động để khắc phục lực quán tính khởi động sức cản chuyển động động làm việc với công suất ổn định.Thay đổi chiều chuyển động xe giúp xe chuyển động tiến lùi theo điều khiển lái xe,để cắt lâu động với cấu truyền lực cần thiết Việc thiết kế nhằm xác định thông số tính thông số kích thước hộp số Trước đây, người ta thường dựa kinh nghiệm để lựa chọn hợp lý thông số thiết kế, khó đạt điều kiện tốt Trong nội dung báo, tác giả đưa phương pháp thiết kế tối ưu thông số kết cấu bánh hộp số ô tô tải thông qua 254 Kỷ yếu hội nghị khoa học công nghệ toàn quốc khí - Lần thứ IV toán cực trị nhiều biến có ràng buộc phi tuyến phương pháp quy hoạch trình tự cấp hai SQP (Sequential Quadratic Programming) hàm Fmincon chương trình Matlab[1-3] Khi lựa chọn động cơ, việc thiết kế hộp số yêu cầu đảm bảo tính niên hạn sử dụng quy định yêu cầu hộp số phải tích nhỏ nhất, tiết kiệm vật liệu giảm giá thành TỐI ƯU HÓA THÔNG SỐ KẾT CẤU HỘP SỐ CƠ KHÍ Ô TÔ 2.1 Lựa chọn phương án tham số thiết kế hộp số Lựa chọn phương án thiết kế hộp số hộp số trục, có trục sơ cấp thứ cấp đồng tâm, số truyền cuối số truyền thẳng, có cặp bánh số 2, 3, luôn ăn khớp với Hộp số có hai đồng tốc để gài số số 3, số số Các bánh trục trung gian lắp chặt quay Việc gài số lùi cách di trượt bánh số phía sau Kết cấu hộp số đơn giản, gọn nhẹ phương án khác, dẫn động đơn giản Sơ đồ tính toán hộp số hình Tham số thiết kế tối ưu kết cấu bánh lựa chọn mô đun, chiều rộng, số răng, góc nghiêng bánh thiết kế bao gồm 29 tham số  x1 , x2 , x3 , x4 , x5 , x6 , x7 , x8 ,  x , x , x , x , x , x , x , x ,  10 11 12 13 14 15 16  X = =  x17 , x18 , x19 , x20 , x21 , x22 , x23 , x24 ,     x25 , x26 , x27 , x28 , x29   m1 , m2 , m3 , m4 , m5 , b1 , b2 , b3 ,  b , b , b , b , b , b , b , β ,   10   β , β3 , β , z1 , z2 , z3 , z4 , z5 ,     z6 , z7 , z8 , z9 , z10  Trong đó: m - mô đun cặp bánh ăn khớp, m – mô đun cặp bánh số 4, m - mô đun cặp bánh số 3, m - mô đun cặp bánh số 2, m –mô đung cặp bánh số b , b , b 10 - chiều rộng tương ứng bánh từ 1-10 β1 - góc nghiêng cặp bánh ăn khớp; β , β3 , β - góc nghiêng tương ứng cặp bánh số 4,3,2 z , z , z 10 - số tương ứng bánh từ 1-10 Hình Sơ đồ tính toán hộp số 1,2 – cặp bánh ăn khớp; 3,4 – cặp bánh tay số 4; 5,6 – cặp bánh tay số 3; 7,8 – cặp bánh tay số 2; 9,10 – cặp bánh tay số 255 Kỷ yếu hội nghị khoa học công nghệ toàn quốc khí - Lần thứ IV 2.2 Xác định hàm mục tiêu Để thoả mãn yếu tố cạnh tranh, giảm giá thành sở sản xuất, nội dung đề tài lựa chọn thông số trọng lượng làm mục tiêu, vật liệu sử dụng chế tạo bánh gang kết cấu 20CrMnTi, hàm số mục tiêu tối ưu lựa chọn dùng tổng thể tích bánh răng:  mz  = V = bi d bi  i i  ∑ ∑ i =1 i=1  cosβi  π 10 i π 10 (1) 2.3 Thiết lập điều kiện giới hạn 2.3.1 Hạn chế mô đun Hộp số khí thông thường dùng ô tô tải mô đun bánh thường nằm phạm vi từ 3,5-4,5[4], điều kiện giới hạn tương ứng là: g (1) = 3,5 − m1 ≤ ; g (2) =m1 − 4,5 ≤ ; g (3) = 3,5 − m2 ≤ ; g (4) = m2 − 4,5 ≤ ; g (5) = 3,5 − m3 ≤ ; g (6) =m3 − 4,5 ≤ ; g (7) = 3,5 − m4 ≤ ; g (8) = m4 − 4,5 ≤ ; g (9) = 3,5 − m5 ≤ ; g (10) =m5 − 4,5 ≤ 2.3.2 Hạn chế chiều rộng bánh Khi lựa chọn chiều rộng cần xem xét đảm bảo trọng lượng nhỏ, kích thước trục nhỏ gọn, đảm bảo độ bền tính ổn định làm việc Chiều rộng bánh ảnh hưởng trực tiếp tới khả chịu tải Thông thường chiều rộng lớn mức độ chịu tải cao, tăng chiều rộng làm tăng mức độ phân bố tải không đồng đều, mà giảm khả chịu tải bánh lại làm giảm khả truyền lực Do đó, để đảm bảo độ bền bánh cần cố gắng lựa chọn chiều rộng nhỏ hợp lý, đảm bảo giảm nhẹ trọng lượng hộp số rút ngắn chiều dài trục Việc định chiều rộng dựa theo mô đun răng, thông thường chọn b=k c m n , m n mô đun bánh răng, k c hệ số chiều rộng Đối với bánh nghiêng, k c chọn 7,0-8,6; bánh thẳng kc chọn 4,4-7[4] Do chiều rộng bánh hộp số chọn 7, 0mi ≤ bng ≤ 8, 6mi ; 4.4mi ≤ bth ≤ 7.0mi , đồng thời cặp bánh ăn khớp g (11) = 7, 0m1 − b1 ≤ ; g (12) = b1 − 8, 6m1 ≤ ; g (13) = 7, 0m1 − b2 ≤ ; g (14) = b2 − 8, 6m2 ≤ = 7, 0m2 − b4 ≤ ; g (18) = g (15) = 7, 0m2 − b3 ≤ ; g (16) = b3 − 8, 6m2 ≤ ; g (17) b4 − 8, 6m2 ≤ g (19) = 7, 0m3 − b5 ≤ ; g (20) = = 7, 0m3 − b6 ≤ ; g (22) = b6 − 8, 6m3 ≤ b5 − 8, 6m3 ≤ ; g (21) b8 − 8, 6m4 ≤ g (23) = 7, 0m4 − b7 ≤ ; g (24) = b7 − 8, 6m4 ≤ ; g (25) = 7, 0m4 − b8 ≤ ; g (26) = g (27) =− b10 7, 0m5 ≤ ; g (28) =− b10 7, 0m5 ≤ 2.3.3 Hạn chế góc nghiêng Góc nghiêng tham số bánh truyền động Khi xác định β cần xem xét mức độ ảnh hưởng tới tính ăn khớp, độ bền bánh mức độ cân lực hướng trục, Khi β lớn hệ số trùng khít ăn khớp bánh lớnthì vận hành ổn định, độ ồn giảm Nhưng β lớn lực hướng trục lớn mà hiệu suất truyền lực giảm Khi góc nghiêng lớn tới 30o độ bền uốn giảm, mà độ bền tiếp xúc tiếp tục tăng Do từ việc nâng cao độ bền uốn bánh không nên chọn β lớn Do tồn góc nghiêng nên trình truyền mô men bánh xuất lực hướng trục Khi thiết kế nên cố gắng cân chiều hướng lực hướng trục 256 Kỷ yếu hội nghị khoa học công nghệ toàn quốc khí - Lần thứ IV Theo hình Q1 = F1tg β1 , Q2 = F2tg β , = M F= F2 r2 để hai lực hướng trục cân 1r1 bằng, bắt buộc thoả mãn: tan β1 r1 = tan β r2 (2) Trong đó: Q ,Q -lực hướng trục bánh 1,2; r ,r - bánh kíng chia bánh 1,2; M - mô men tác động lên trục Hình Sơ đồ lực tác dụng trục trung gian Từ công thức ta có: m1 z1 sin β − m2 z2 sin β1 = (3) Do làm việc tay số I V, trục trung gian lực hướng trục, nên xét lực hướng trục tay số: Tay số II: bánh số số làm việc: g (29) = m1 z2 sin β − m4 z7 sin β1 = Tay số III: bánh số số 5: g (30) = m1 z2 sin β3 − m3 z5 sin β1 = Tay số IV: bánh số số 3: g (31) = m1 z2 sin β − m2 z3 sin β1 = Đồng thời phạm vi xe tải thông thường độ nghiêng chọn phạm vi 200 ÷ 30 [4], ta có điều kiện ràng buộc tương quan: o g (32) = 20 − β1 ≤ ; g (33) = β1 − 30 ≤ ; g (34) = 20 − β ≤ ; g (35) = β − 30 ≤ g (36) = 20 − β3 ≤ ; g (37) = β3 − 30 ≤ ; g (38) = 20 − β ≤ ; g (39) = β − 30 ≤ 2.3.4 Hạn chế số Số nhỏ bánh trục trung gian bị giới hạn kích thước cổ trục trung gian, lựa chọn toàn số bánh cần xem xét thống Trên trục trung gian ô tô tải phạm vi số nhỏ bánh thẳng tay số 13-17 răng[4], ta có điều kiện ràng buộc tương quan là: g (40) = 13 − z9 ≤ ; g (41) = z9 − 17 ≤ 2.3.5 Hạn chế khoảng cách trục Khoảng cách trục hộp số ảnh hưởng trực tiếp đối kích thước trọng lượng Theo công thức kinh nghiệm khoảng cách trục xác định sau[4]: A = C Temax (4) Trong đó: A - khoảng cách trục C chọn theo bảng 257 Kỷ yếu hội nghị khoa học công nghệ toàn quốc khí - Lần thứ IV Bảng Phạm vi lựa chọn hệ số kinh nghiệm C Xe ô tô du lịch 13 ÷ 16 Xe ô tô tải 17 ÷ 19 Đối với xe dùng động diezel 20 ÷ 21 Như khoảng cách trục yêu cầu: 17 Temax ≤ A ≤ 19 Temax (5) Ngoài = A m1 ( z1 + z2 ) m2 ( z3 + z4 ) m3 ( z5 + z6 ) m4 ( z7 + z8 ) m5 ( z9 + z10 ) = = = = 2cosβ1 2cosβ 2cosβ3 2cosβ Như ta có điều kiện ràng buộc tương ứng là: = g (42) 17 Temax cosβ1 − m1 ( z1 + z2 ) ≤ ; g (43)= m1 ( z1 + z2 ) − 19 Temax cosβ1 ≤ g (44) = m1 ( z1 + z2 )cosβ − m2 ( z3 + z4 )cosβ1 = ; g (45) = m1 ( z1 + z2 )cosβ3 − m3 ( z5 + z6 )cosβ1 = ; g (46) = m1 ( z1 + z2 )cosβ − m4 ( z7 + z8 )cosβ1 = ; g (47)= m1 ( z1 + z2 ) − m5 ( z9 + z10 )cosβ1= 2.3.6 Hạn chế độ bền uốn Để tính toán chế độ bền uốn cần phải xác định lực tác dụng lên cặp bánh Công thức tính lực áp dụng lên cặp bánh bảng STT Bảng Công thức tính lực áp dụng lên cặp bánh Tên gọi Ký hiệu Bánh thẳng Bánh nghiêng Lực vòng Pi Pi = Lực hướng kính Ri Ri = P.tgα Lực chiều trục Qi Qi = M tt z.ms Pi = M tt z.ms Ri = P.tgα cos β Qi = P.tgβ Trong đó: Z – số tính; M tt – mô men tính toán (được tính chọn phần tải trọng tính bền hộp số); m s – mô men mặt đầu; α - góc ăn khớp; β - góc nghiêng bánh Từ lực tác dụng lên cặp bánh xác định nội dung bảng 2-2 ta có lực vòng tác dụng lên cặp bánh răng: Đối với bánh 2: P1 = 2.103.Te max cosβ1 m1 z1 (6) Đối với bánh 4: P3 = 2.103.Te max z2 cosβ m2 z1 z3 (7) 2.103.Te max z2 cosβ3 Đối với bánh 6: P5 = m3 z1 z5 (8) 258 Kỷ yếu hội nghị khoa học công nghệ toàn quốc khí - Lần thứ IV Đối với bánh 8: P7 = 2.103.Te max z2 m4 z1 z7 / cosβ 2.103.Te max z2 Đối với bánh 10: P9 = m5 z1 z9 (9) (10) + Đối với bánh trụ thẳng[4]: = σ ut PKσ K f 3,3.103 Te max iK f = ≤ [σ u ] , [ σ u ] = 400 MN/m2 bπ mykε yπ bzm (11) + Đối với bánh trụ nghiêng[4]: = σ un PKσ 1,5.103 Te max i = cos ( β ) ≤ [σ u ] [ σ u ] = 250 MN/m2 bπ mn ykε yπ bzm (12) Như ta có điều kiện ràng buộc tương ứng là: 1,5.103 Te max 1,5.103 Te max = g( 48) = cos ( β1 ) − 250 ; g( 49) cos ( β1 ) − 250 2 0.162π b1 z1m1 0.136π b2 z1m1 = g(50) 1,5.103 Te max z2 1,5.103 Te max z2 − β c os 250 = g cos ( β ) − 250 ; ( ) 2 ( 51) 0.102π b3 z3 m2 0.146π b4 z3 z1m2 1,5.103 Te max z2 1,5.103 Te max z2 cos ( β3 ) − 250 = = g(52) cos ( β3 ) − 250 ; g(53) 2 0.15π b6 z5 z1m3 0.146π b5 z5 z1m3 = g(54) = g(56) 1,5.103 Te max z2 1,5.103 Te max z2 = os 250 c β − g cos ( β ) − 250 ; ( 4) 2 ( 55) 0.16π b7 z7 z1m4 0.156π b8 z7 z1m4 2,97.103 Te max z2 3, 63.103 Te max z2 = − 400 g − 400 ; ( 57 ) 0.151π b10 z9 z1m52 0.167π b9 z9 z1m52 2.3.7 Hạn chế độ bền tiếp xúc bánh Độ bền tiếp xúc thỏa mãn[4]: = σ tx 0, 418 PE  1   +  ≤ [σ tx ] b cos α  ρ1 ρ  Đối với bánh trụ nghiêng: [ σ tx ] = 2500 MN/m2 Đối với bánh trụ thẳng : [ σ tx ] = 3000 MN/m2 Như ta có điều kiện ràng buộc tương ứng là: 8, 28.108 Te max cos β1  1  = g(58) 0, 418  +  − 2500 m12 z1b2 cosα sin α  z1 z2  = g(59) 0, 418 8, 28.108 z2Te max cos β  1   +  − 2500 m22 z3 z1b3cosα sin α  z3 z4  259 (13) Kỷ yếu hội nghị khoa học công nghệ toàn quốc khí - Lần thứ IV = g( 60) 0, 418 8, 28.108 z2Te max cos β3  1   +  − 2500 m32 z5 z1b5cosα sin α  z5 z6  = g( 61) 0, 418 8, 28.108 z2Te max cos β  1   +  − 2500 m42 z7 z1b8cosα sin α  z7 z8  = g( 61) 0, 418 8, 28.108 z2Te max  1   +  − 3000 m52 z9 z1b10 cosα sin α  z9 z10  2.3.8 Hạn chế tỷ số truyền truyền động Khi tiến hành thiết kế tỷ số truyền truyền động ô tô, thông thường dựa theo điều kiện yêu cầu sử dụng để xác định phạm vi ảnh hưởng tới tính động lực tính kinh tế nhiên liệu Dãy tỷ số truyền hộp số là: ig = 5,96; ig = 3,76; ig = 2,39; ig = 1,54; ig = g (62) =z2 z10 − ig1 z1 z9 =0 ; g (63) = z2 z8 − ig z1 z7 = 0; z2 z4 − ig z1 z3 = g (64) = z2 z6 − ig z1 z5 = ; g (65) = KẾT QUẢ TỐI ƯU Từ thông số kỹ thuật xe thiết kế bảng xác định thông số hộp số làm liệu sở cho toán tối ưu TT Bảng Thông số kỹ thuật xe thiết kế Thông số kỹ thuật Ký hiệu Giá trị Tải trọng toàn Đơn vị G 10134 KG Mômen cực đại động M emax 300 N.m Công suất lớn động N emax 100 kW Số vòng quay cực đại động ne 2900 Vòng/phút Kí hiệu bánh xe b-d 6-13 Dãy tỉ số truyền hộp số i g1 ; i g2 ; i g3 ; i g4 ; i g5 5,96; 3,76; 2,93; 1,54; Tỉ số truyền truyền lực io 4,22 Thông qua phân tích trên, sử dụng công cụ tối thiểu phi tuyến có ràng buộc (Constrained nonlinear minimization) optimtool chương trình Matlab hàm fmincon để tối ưu thông số hộp số khí ô tô tải[2] Hàm fmincon(fun,x0,A,b,Aeq,beq,lb,ub) Trong đó: hàm phi tuyến fun(x) c(x) ≤ (Bất đẳng thức ràng buộc phi tuyến) Aeq = ( Đẳng thức ràng buộc phi tuyến) A ⋅ x ≤ b (Bất đẳng thức ràng buộc tuyến tính) Aeq ⋅ x = beq (Đẳng thức giới hạn tuyến tính) 260 Kỷ yếu hội nghị khoa học công nghệ toàn quốc khí - Lần thứ IV lb ≤ x ≤ ub (Giới hạn biên) Kết giá trị trước sau tối ưu thể bảng bảng Bảng Giá trị tham số tối ưu trước sau tối ưu Tham số tối ưu Trước tối ưu Sau tối ưu Tham số tối ưu Trước tối ưu Sau tối ưu m1 3,5 β1 30 30 m2 4 β2 30 30 m3 4 β3 30 30 m4 3,5 β4 30 30 m5 3,75 3,5 Z1 15 23 b1 24,5 23,5 Z2 39 30 b2 22,5 22 Z3 22 17 b3 23 28 Z4 32 34 b4 24 29 Z5 26 23 b5 23 19 Z6 28 20 b6 24 20 Z7 22 29 b7 27 22 Z8 32 22 b8 26 21 Z9 20 20 b9 51,5 45 Z 10 46 37 b 10 27 22 KẾT LUẬN Tính toán thiết kế tối ưu hộp số nội dung quan trọng việc nâng cao suất truyền lực hệ thống truyền lực ô tô, nâng cao tính kinh tế giảm thiểu ô nhiễm môi trường tiết kiệm chi phí sản xuất giảm giá thành ô tô Bài báo trình bày cách thức xây dựng mô hình toán học ứng dụng phần mềm Matlab để thiết kế tối ưu thông số kết cấu bánh hộp số ô tô tải với thông số kỹ thuật xe thiết kế bảng Với kết sau tối ưu thấy giá trị tổng thể tích bánh thiết kế sơ 3,6668.106 mm3 , sau tính toán thiết kế giá trị giảm 2,2989.106 mm3 tức giảm 37,305% Qua nâng cao chất lượng, giảm vật liệu, giá thành giảm thiểu thời gian thiết kế hộp số TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Trần Văn Nghĩa, Tin học ứng dụng thiết kế khí, NXB Giáo dục, Hà Nội, 2004 [2] Nguyễn Phùng Quang, Matlab Simulink, NXB Khoa học Kỹ thuật 2004 [3] Bùi Minh Trí, Tối ưu hóa, NXB khoa học kỹ thuật , 2006 [4] Nguyễn Hữu Cẩn, Phan Đình Kiên,Thiết kết tình toán ô tô máy kéo, NXB Đại học THCN, Hà Nội, 1987 [5] Nguyễn Thành Công, Nguyễn Quang Cường, Thiết kế tối ưu thông số kết cấu ly hợp ô tô, Tạp chí Khoa học Công nghệ, trường ĐH Công nghiệp Hà Nội, số 27, 2015 261 Kỷ yếu hội nghị khoa học công nghệ toàn quốc khí - Lần thứ IV [6] Trịnh Minh Hoàng, Nguyễn Tiến Dũng, Dư Tuấn Đạt, Nguyễn Thành Công, Đặng Hoàng Anh, A study on optimal calculating some parameters of parts in truck tramission, The 15thAsia Pacific Automotive Engineering Conference APAC 2009, 2009 [7] Wook-hee NAM, Choon-yeol LEE, Young S CHAI, Jae-do KWON, Finite element analysis and Optimal design of automobile clutch diaphragm spring, Seoul 2000 FISITA World Automotive Congress, Seoul, Korea, 2000 [8] SHEN Ai-ling, FU Jun, ZHANG Yan-fa,Matching simulation for engine and power train system of CA7204 automobile and its optimization, Journal of Central South University, Mar 2011 [9] Ilya Kolmanovsky, Michiel van Nieuwstadt, Jing Sun, Optimization of complex powertrain systems for fuel economy and emissions, Real World Applications (2000) 205-221 THÔNG TIN TÁC GIẢ TS Nguyễn Thành Công Bộ môn Cơ khí Ô tô – Khoa Cơ khí Trường Đại học Giao thông Vận tải Email: thanhcongoto@gmail.com ThS Nguyễn Quang Cường Bộ môn Cơ khí Ô tô – Khoa Cơ khí Trường Đại học Giao thông Vận tải Email: nqcuongoto@gmail.com 262 ... thành ô tô Bài báo trình bày cách thức xây dựng mô hình toán học ứng dụng phần mềm Matlab để thiết kế tối ưu thông số kết cấu bánh hộp số ô tô tải với thông số kỹ thuật xe thiết kế bảng Với kết. .. (65) = KẾT QUẢ TỐI ƯU Từ thông số kỹ thuật xe thiết kế bảng xác định thông số hộp số làm liệu sở cho toán tối ưu TT Bảng Thông số kỹ thuật xe thiết kế Thông số kỹ thuật Ký hiệu Giá trị Tải trọng... cơ, việc thiết kế hộp số yêu cầu đảm bảo tính niên hạn sử dụng quy định yêu cầu hộp số phải tích nhỏ nhất, tiết kiệm vật liệu giảm giá thành TỐI ƯU HÓA THÔNG SỐ KẾT CẤU HỘP SỐ CƠ KHÍ Ô TÔ 2.1 Lựa