Tối ưu hóa khung xe buýt B45 nhằm giảm rung động ghế hành khách

ISSN 1859-1531 - TẠP CHÍ KHOA HỌC VÀ CÔNG NGHỆ ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG, SỐ 11(132).2018, QUYỂN 1 83 
TỐI ƯU HÓA KHUNG XE BUÝT B45 NHẰM GIẢM RUNG ĐỘNG 
GHẾ HÀNH KHÁCH 
OPTIMIZING B45 BUS FRAME STRUCTURE TO REDUCE PASSENGER SEAT VIBRATION 
Nguyễn Minh Thiện1, Lê Cung2 
1HVCH 2017-2018, Trường Đại học Bách khoa - Đại học Đà Nẵng; minhthien10@gmail.com 
2Trường Đại học Bách khoa - Đại học Đà Nẵng; lcung@dut.udn.vn 
Tóm tắt - Vấn đề rung động và tiếng ồn trên xe buýt là tiêu chí quan 
trọng cần cải thiện nhằm đảm bảo sự thoải mái và an toàn cho hành 
khách. Trong kết cấu xe buýt, khung xương xe là bộ phận truyền rung 
động từ nguồn kích thích như động cơ, mặt đường đến vị trí ghế 
hành khách. Tối ưu hóa độ cứng khung xương xe là giải pháp hiệu 
quả nhằm giảm rung động trên xe tạo sự thoải mái cho hành khách. 
Bài báo đề xuất mô hình mô phỏng rung động kết cấu khung xe buýt 
B45, sử dụng phần mềm Hyperworks. Trên cơ sở phân tích kết quả 
tính toán rung động, tác giả lựa chọn kết cấu khung xe tối ưu, thay đổi 
độ cứng khung xương xe, giảm thiểu rung động ghế hành khách, đáp 
ứng mức cao nhất về sự thoải mái theo tiêu chuẩn ISO Human Body 
Vibration (ISO 2631-1). Kết quả rung động trước và sau khi tối ưu kết 
cấu khung xe được kiểm chứng bằng đo đạc thực nghiệm về rung 
động tại các vị trí khác nhau trên ghế hành khách. 
Abstract - Vibration and noise on buses are important criteria that 
need improving in order to ensure comfort and safety for 
passengers. In a bus structure, the vehicle frame plays a major role 
in transmitting vibrations from stimulating sources such as engines, 
road surface,.. to passenger seats. Optimizing bus frame stiffness 
is an effective solution to reduce vehicle vibration, creating comfort 
for passengers. This article deals with a simulation model of a B45 
bus structural frame via the use of Hyperworks software. Based on 
the analysis of vibration results, the authors chose the optimum bus 
frame structure, changed the stiffness of the vehicle frame, thereby 
minimizing passenger seat vibration and meeting maximum 
comfort according to ISO Human Body Vibration standards (ISO 
2631-1). Vibration results of the bus structural frame before and 
after optimization have been verified by experimental 
measurements of vibration at various positions of passenger seats. 
Từ khóa - phương pháp phần tử hữu hạn; phần mềm Hyperworks; 
tiêu chuẩn ISO 2631-1; rung động khung xe; thiết bị đo LMS. 
Key words - finite element method; Hyperworks software; ISO 
2631-1 Standards; vehicle frame vibration; LMS measuring device. 
1. Giới thiệu 
Trong kết cấu khung xe buýt, khung xương xe bộ phận 
chính truyền rung động từ các nguồn kích thích như động 
cơ, mặt đường, giàn điều hòa đến vị trí ghế hành khách 
và lái xe. Tối ưu hóa độ cứng khung xương xe là một giải 
pháp hiệu quả nhằm giải quyết các vấn đề rung động trên 
xe, tăng độ êm dịu thoải mái cho hành khách. 
Nghiên cứu về dao động trên khung xe đã được nhiều nhà 
khoa học trong nước và trên thế giới quan tâm. Nhiều mô hình 
tính toán dao động khung xe được đề xuất [1], [2], [3], [4], [5], 
[6], [7]. Nguồn kích thích dao động thường là nguồn kích thích 
từ mặt đường tác dụng lên khung xương qua độ cứng và hệ số 
dập tắt dao động của hệ thống treo và bánh xe [5]. Phương 
trình vi phân dao động được giải nhờ công cụ toán học Matlab 
[2], nghiên cứu rung động từ động cơ sử dụng phần mềm 
ANSYS [7]. Việc phân tích rung động từ nguồn kích thích 
động cơ thường chỉ được thực hiện ở các hãng ô tô lớn, do 
được đầu tư phần mềm mô phỏng có khả năng tính toán mạnh 
và thiết bị thử nghiệm đắt tiền. Nghiên cứu cụ thể về rung 
động trên khung xe buýt B45 vẫn chưa được thực hiện đầy đủ. 
Trong phạm vi bài báo chỉ đề xuất mô hình mô phỏng 
rung động kết cấu khung xe buýt B45, sử dụng phần 
mềm Hyperworks và kiểm chứng kết quả bằng cách đo 
đạc thực nghiệm về rung động tại các vị trí khác nhau 
trên ghế hành khách. 
2. Nghiên cứu rung động của khung xe bằng phần mềm 
Hyperworks 
2.1. Tiêu chuẩn đánh giá ảnh hưởng của rung động 
Việc đánh giá ảnh hưởng của rung động trên xe đối với 
sức khỏe con người được quy định trong tiêu chuẩn ISO 
2631-1 và TCVN 6964. Tiêu chuẩn này xác định rõ mức 
độ thoải mái và sự cảm nhận của con người thông qua 3 giá 
trị RMS (giá trị gia tốc rung động hiệu dụng), MTVV (giá 
trị gia tốc rung động tức thời lớn nhất trong khoảng thời 
gian nghiên cứu t0) và VDV (giá trị gia tốc rung động trung 
bình bình phương tích lũy theo thời gian). Giá trị RMS 
được xác định qua gia tốc rung động [m/s2] theo thời gian 
bằng biểu thức: 
𝑎𝑤 = [
1
𝑇
∫ 𝑎𝑤
2(𝑡)𝑑𝑡
𝑇
0
]
1
2
Trong đó: aw(t): Gia tốc rung động của chuyển động 
theo thời gian [m/s2], T: Khoảng thời gian đo [s]. 
Bảng 1, trình bày các giá trị gia tốc rung động tương 
ứng với mức độ của thoải mái của con người theo Tiêu 
chuẩn ISO 2631-1: 1997. 
Bảng 1. Mức độ thoải mái theo gia tốc rung động 
(Tiêu chuẩn ISO 2631-1) 
Giá trị gia tốc [m/s2] Mức độ thoải mái 
< 0,315 Rất thoải mái 
0,315 ÷ 0,63 Cảm giác một ít không thoải mái 
0,5 ÷ 1,0 Cảm giác rõ rệt không thoải mái 
0,8 ÷ 1,6 Không thoải mái 
1,25 ÷ 2,5 Rất không thoải mái 
> 2,0 Cực kỳ không thoải mái 
2.2. Mô hình dao động của khung xe 
Mô hình dao động cưỡng bức của hệ khung xe (và ghế 
hành khách) có thể được mô tả như trên Hình 2. 
84 Nguyễn Minh Thiện, Lê Cung 
Hình 2. Mô hình dao động hệ khung xe 
Phương trình dao động của hệ: 
𝑀�̈� + 𝐵�̇� + 𝐾𝑢 = 𝑓(𝜔). 𝑒𝑖𝜔𝑡 
Trong đó: Kb, cb, mb: Độ cứng, hệ số dập tắt dao động 
và khối lượng tổng của khung xe; Ks, cs, ms: Độ cứng, hệ 
số dập tắt dao động và khối lượng của ghế hành khách; Km, 
cm: Độ cứng, hệ số dập tắt dao động của cao su giảm chấn 
động cơ; Ka, cd: Độ cứng bầu hơi, hệ số dập tắt dao động 
của giảm chấn hệ thống treo; K, B, M: Ma trận độ cứng 
tổng, ma trận hệ số dập tắt dao động tổng và ma trận khối 
lượng tổng của cả hệ; ω: Tần số góc dao động của nguồn 
kích thích; u: Ma trận chuyển vị; 𝑓(𝜔). 𝑒𝑖𝜔𝑡 : Hàm kích 
thích của nguồn rung, đặc trưng bởi lực kích thích tác dụng 
hoặc giá trị vận tốc rung động tác dụng lên hệ khung xe [9]. 
Lực kích thích do dao động của động cơ gây ra, được 
truyền đến khung xe thông qua các tấm cao su chân đế động 
cơ và truyền đến ghế hành khách. Bài báo này chỉ xét đến 
kích thích từ động cơ và bỏ qua kích thích từ mặt đường 
lên khung xe. 
2.3. Thực nghiệm xác định kích thích từ động cơ 
Hình 3. Vị trí lắp đặt gia tốc kế theo 3 phương lên các 
 cao su chân máy 
1. Gia tốc kế, 2. Chân máy trên chassis, 3. Cao su chân máy, 
4. Chân máy trên động cơ, 5. Chân hộp số, 6. Cao su chân hộp 
số, 7. Chân hộp số trên chassis. 
Thông số đầu vào của bài toán chính là kích thích từ 
động cơ, thể hiện qua vận tốc rung động tại các vị trí lắp 
động cơ và hộp số (Hình 3). Nguồn rung động từ một máy 
được thể hiện qua biên độ vận tốc rung động. Vận tốc rung 
động được đo bằng thiết bị đo rung động, tiếng ồn và va 
chạm LMS Test Lab của Hãng LMS, Siemens Group, Bỉ, 
thông qua 4 gia tốc kế đặt tại vị trí chân máy động cơ. Hình 
4 thể hiện đồ thị biên độ vận tốc theo tần số rung động từ 
0÷250 Hz tại vị trí hộp số phía bên tài xế và phía bên phụ 
xe. Trong khoảng tần số từ 55÷250 Hz, biên độ vận tốc có 
giá trị rất nhỏ nên không xét đến. 
Hình 4. Biên độ vận tốc tại các vị trí chân máy 
phía bên tài xế (4a) và phía bên phụ xe (4b) 
2.4. Mô phỏng rung động khung xe buýt bằng phần mềm 
Hyperworks 
2.4.1. Kết cấu và mô hình hóa khung thân xe và khung 
chassis 
Các bộ phận trong khung thân xe và khung chassis được 
chia lưới sử dụng các phần tử 2d cho thép hộp, tôn mui, 
tấm gia cố, các liên kết hàn; phần tử 3d (tetra) cho pát thanh 
giằng hệ thống treo; phần tử rbe (cứng hoàn toàn) cho các 
mối ghép bulông (Hình 5). 
2.4.2. Dữ liệu đầu vào cho bài toán rung động FRF trong 
phần mềm Hyperworks 
Hình 5. Mô hình hóa khung thân xe và khung chassis 
Để giải bài toán rung động sử dụng phần tử hữu hạn 
trong phần mềm Hyperworks, cần xác định các dữ liệu đầu 
vào như [4]: nguồn kích thích (DLOAD) có thể là lực hoặc 
chuyển vị, vận tốc hay gia tốc theo dãy tần số kích thích 
(FREQ), ràng buộc (SPC). 
Hàm kích thích DLOAD: Vị trí tạo ra nguồn kích thích 
là tại các chân máy động cơ. Động cơ được lắp vào khung 
chassis qua bốn chân máy, do vậy sẽ có bốn nguồn kích 
ISSN 1859-1531 - TẠP CHÍ KHOA HỌC VÀ CÔNG NGHỆ ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG, SỐ 11(132).2018, QUYỂN 1 85 
thích rung động được đưa vào bài toán. Tại các vị trí chân 
máy động cơ được đặt giá trị biên độ vận tốc bằng các 
SPCD_Velo theo 3 phương X, Y, Z, gồm vị trí chân máy 
bên phụ phía trước (SPCD_Velo_2788823), chân máy bên 
phụ phía sau (SPCD_Velo_2788818), chân máy bên tài 
phía trước (SPCD_Velo_2788824), chân máy bên tài phía 
sau (SPCD_Velo_2788820). 
Ràng buộc SPC: Các đế đỡ liên kết sẽ ràng buộc 3 bậc 
tự do. Các vị trí bầu hơi sẽ cố định 6 bậc tự do. 
Dãy tần số kích thích FREQ: Dãy tần số kích thích được 
xây dựng theo hàm tuyến tính. Do biên độ vận tốc rung ở 
tần số lớn hơn 55Hz có giá trị rất nhỏ, nên giá trị tần số 
kích thích rung động chỉ xét từ 5 ÷ 55Hz với bước 0,1Hz. 
3. Kết quả mô phỏng rung động và nhận xét 
Kết quả tính toán rung động khung xe buýt được thể 
hiện trên Hình 6, Bảng 2 và Bảng 3. Kết quả tính toán được 
kiểm chứng thông qua đo đạc thực nghiệm tại các điểm 
tương ứng theo ba phương X, Y, Z bằng thiết bị đo rung 
động, tiếng ồn và va chạm LMS Test Lab của Hãng LMS, 
Siemens Group, Bỉ. 
Kết quả tính toán rung động cho thấy, biên độ vận tốc 
của các phần tử trên mô hình lớn hơn so với tại vị trí nguồn 
kích thích. Các vị trí có mức độ rung động lớn tập trung tại 
khung xương mảng hông trái, hông phải, mảng đuôi, sàn 
băng ghế 5 và tôn mảng mui. Khung xương mảng hông trái, 
phải và mảng đuôi bố trí gần nguồn rung động và chịu ảnh 
hưởng của khối lượng các chi tiết đặt vào, mặt khác vị trí 
sàn băng ghế 5 và tôn mảng mui có mức độ rung động lớn 
là do kết cấu liên kết chưa phù hợp, độ cứng thấp gây ra 
rung động cao. 
Kết quả tính toán cho thấy rung động có ảnh hưởng trực 
tiếp đến người ngồi (sàn băng ghế 5), nên để đánh giá mức 
độ tác động của rung động xe buýt đến người ngồi như đã 
đề cập ở Bảng 1, ta phải so sánh kết quả tính toán giá trị 
gia tốc theo tần số rung động với tiêu chuẩn về mức độ 
thoải mái. Giá trị gia tốc rung động theo các phương X, Y 
và Z nằm trong khoảng 0,5÷1,0 m/s2, mức độ cảm giác rõ 
rệt không thoải mái tại các vị trí sàn hành khách. Các vị trí 
này được liên kết với khung mảng hông trái, phải và chassis 
đuôi, nơi bắt các pát chân máy động cơ, nguồn rung động. 
Do vậy, cần hiệu chỉnh kết cấu khung xương, tối ưu hóa 
các mảng chịu rung động để tăng độ cứng cho khung xe 
buýt, đưa giá trị vận tốc, gia tốc rung động về ngưỡng “rất 
thoải mái” đối với hành khách. 
Hình 6. Kết quả vận tốc rung động [m/s] tại 
tần số rung động f = 25 [Hz] theo phương X 
4. Kết quả tối ưu hóa kết cấu nhằm giảm rung động ghế 
hành khách 
Tối ưu hóa kết cấu khung xe, nhằm đảm bảo mức độ rung 
động, tăng độ thoải ở vị trí người ngồi, được thực hiện bằng 
cách thay đổi kết cấu, đặc tính vật liệu, quy cách thép hộp 
của các mảng khung xương: Thay đổi kích thước, chiều dày 
các thép hộp tại vị trí gần nguồn rung động như khung xương 
mảng đuôi, mảng hông trái và mảng hông phải nơi có biên 
độ rung lớn nhất, nhằm tăng độ cứng khung xương; Thay đổi 
hình dạng kết cấu khung xương để tăng khả năng chống rung 
động tại các vị trí căng tôn mui, dãy ghế hành khách Kết 
quả tính toán tối ưu kết cấu khung xương được đánh giá qua 
biên độ vận tốc rung động tại các phần tử của mô hình khung 
xe và vị trí nguồn kích thích. 
Kết quả tính toán rung động tại các vị trí khác nhau trên 
khung xe trước và sau khi tối ưu hóa kết cấu được thể hiện 
trên Bảng 4. 
Bảng 2. Kết quả vận tốc rung động lớn nhất ban đầu trên khung xe theo ba phương X, Y, Z tại các tần số khác nhau 
Vị trí đo đạc Node id 
f=25 Hz f=50 Hz 
X Y Z X Y Z 
Chân máy bên phụ phía trước 2788823 2,35017 6,05450 4,23 0,29176 0,27907 0,356 
Chân máy bên phụ phía sau 2788818 2,73412 13,97112 9,81 0,24889 0,67635 0,823 
Chân máy bên tài phía trước 2788824 2,82426 6,46898 6,01 0,46238 0,98804 1,97 
Chân máy bên tài phía sau 2788818 2,31353 14,34701 10,10 0,40979 1,53095 1,70 
Xương mảng hông bên trái 2018368 9,73844 24,67003 16,5738 12,7715 4,63245 2,79077 
Xương mảng đuôi 22169 4,38271 14,9067 9,58005 16,9162 20,2715 15,5547 
Kết quả tính toán (Bảng 4) cho thấy mức độ rung động 
ở tần số 25Hz và 50Hz sau khi tối ưu hóa kết cấu đều giảm 
từ 12÷56% so với giá trị ban đầu. Vị trí tập trung mức độ 
rung thay đổi. Phương X: Giá trị biên độ vận tốc lớn nhất 
vẫn tập trung tại vị trí khung xương mảng hông trái và 
mảng đuôi. Phương Y: Giá trị biên độ vận tốc lớn nhất chỉ 
tập trung tại mảng hông phải. Phương Z: Giá trị biên độ 
vận tốc lớn nhất vẫn tập trung tại mảng đuôi và mảng hông 
trái. Tại vị trí tôn mảng mui, giá trị này giảm xuống do 
được gia cố bằng các V50x50x2.0mm liên kết. 
Giá trị gia tốc trên mảng sàn có thay đổi sau khi tối ưu 
hóa kết cấu, giá trị của gia tốc 0,41339 [m/s2] ứng với tần 
86 Nguyễn Minh Thiện, Lê Cung 
số 25Hz và 0,39142 [m/s2] ứng với tần số 50Hz nằm trong 
khoảng 0,315÷0,63 m/s2, nhỏ hơn so với giá trị ban đầu (từ 
0,5÷1,0m/s2), so với tiêu chuẩn đánh giá tạo cảm giác thoải 
mái hơn cho hành khách. Cụ thể, theo các phương X: Giá 
trị gia tốc giảm từ 71,68÷91,66% so với giá trị ban đầu, vị 
trí có giá trị lớn thay đổi từ xương lắp ghế ngồi hành khách 
đến xương nắp thăm khoang động cơ (tần số 25Hz), từ 
xương nắp thăm động cơ đến các xương liên kết mảng hông 
và mảng đuôi (tần số 50Hz). Phương Y: Giá trị gia tốc giảm 
từ 43,88÷91,51% so với giá trị ban đầu. Ở tần số 25Hz, vị 
trí có giá trị lớn không thay đổi, nhưng ở tần số 50Hz, giá 
trị lớn nhất tại nơi liên kết khung xương mảng hông trái. 
Phương Z: Giá trị gia tốc giảm từ 27,86÷33,54% so với giá 
trị ban đầu, nhưng vị trí có giá trị lớn vẫn không thay đổi. 
Bảng 3. Kết quả gia tốc rung động lớn nhất trên khung xe theo ba phương X, Y, Z tại các tần số khác nhau 
Vị trí đo đạc Node id 
f=25 Hz f=50 Hz 
X Y Z X Y Z 
Xương mảng hông trái 2018368 1,52971 * * 5,31438 * * 
Xương mảng hông trái 1722768 * 3,87516 * * 1,45533 * 
Xương mảng hông phải 2025109 * 2,34154 * * 6,36847 * 
Xương mảng đuôi 
22169 0,68844 * * 4,01227 * * 
276290 * * 1,50483 * * 4,88666 
Sàn vị trí người lái 
923652 0,07241 * * 0,04239 * * 
9044 0,07159 * * 0,05485 * * 
2273899 * 0,13235 * * 0,09502 * 
2270188 * 0,11915 * * 0,121 * 
22840 * * 0,26472 * * 0,0951 
1496757 * * 0,18073 * * 0,18162 
Sàn vị trí hành khách 
230022 1,0146 * * 0,31864 * * 
797401 0,58345 * * 1,53525 * * 
345086 * 0,83858 * * 0,26207 * 
229958 * 0,26258 * * 0,91561 * 
2655283 * * 2,13989 * * 0,57356 
1728199 * * 0,57356 * * 0,94635 
Tôn mui xe 1216698 * * 2,6034 * * 0,87675 
Băng ghế 5 hành khách ** 0,37462 0,12107 0,54576 0,57540 0,32717 0,58298 
(*): Giá trị gia tốc rung động nhỏ không xét đến. 
(**): Tập hợp các ID NODE trên băng ghế 5. 
Bảng 4. So sánh kết quả vận tốc, gia tốc trước và sau khi tối ưu hóa kết cấu 
f [Hz] Phương 
Vận tốc lớn nhất [mm/s] Chênh 
lệch 
(%) 
Gia tốc lớn nhất tại sàn [m/s2] 
Chênh lệch 
(%) Ban đầu Sau tối ưu Ban đầu Sau tối ưu 
25 
X 9,73844 8,13832 -16,43 0,37462 0,10608 -71.68 
Y 24,67003 21,52958 -12,73 0,12107 0,06795 -43.88 
Z 16,57375 12,23132 -26,2 0,54576 0,39373 -27.86 
a * * * 0,67294 0,41339 -38,57 
50 
X 16,91621 10,65345 -37,02 0,57540 0,04801 -91.66 
Y 20,27148 8,81897 -56,50 0,32717 0,02777 -91.51 
Z 15,55471 6,85630 -55,92 0,58298 0,38747 -33.54 
a * * * 0,88204 0,39142 -55,62 
ISSN 1859-1531 - TẠP CHÍ KHOA HỌC VÀ CÔNG NGHỆ ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG, SỐ 11(132).2018, QUYỂN 1 87 
5. Kiểm chứng thực nghiệm rung động khung xe 
Hình 7. Đo rung động tại vị trí ghế hành khách: 
1) Chân; 2) Mông; 3) Lưng; 4) Bộ scandas 16 kênh 
Nhằm kiểm tra mức độ giảm thiểu rung động trên 
khung xe trước và sau khi tối ưu hóa kết cấu, nhóm tác giả 
tiến hành đo đạc thực nghiệm bằng thiết bị đo rung động, 
tiếng ồn và va chạm LMS Test Lab của Hãng LMS, 
Siemens Group, Bỉ. Sử dụng các cảm biến 3 phương 
(Seatpad) 1, 2, 3 tại 3 vị trí chân, mông, lưng hành khách, 
để đo lại giá trị gia tốc tác dụng lên cơ thể con người khi 
động cơ nổ ở chế độ không tải (chế độ có mức độ rung động 
từ động cơ lớn nhất). Bộ scandas 16 kênh sẽ nhận tín hiệu 
chuyển vào phần mềm sử dụng công cụ phân tích giá trị gia 
tốc rung động hiệu dụng RMS, thực hiện đo giá trị rung 
động trong khoảng thời gian 0÷30s. 
Bảng 5. So sánh kết quả giá trị gia tốc rung động hiệu dụng 
trước và sau tối ưu hóa kết cấu. 
Phương 
Giá trị gia tốc rung động [m/s2] Chênh lệch 
(%) Ban đầu Sau tối ưu 
X 0,093 0,072 -22,58 
Y 0,218 0,062 -71,56 
Z 0,279 0,196 -29,75 
a 0,354 0,211 -40,39 
Kết quả đo đạc thực tế trước khi tối ưu ta có giá trị gia 
tốc rung động hiệu dụng là 0,354 [m/s2] so sánh với tiêu 
chuẩn ISO 2631-1 (Bảng 1) gây cảm giác một ít không thoải 
mái cho hành khách và sau khi tối ưu kết cấu cho giá trị gia 
tốc rung động hiệu dụng là 0,211 [m/s2] cho cảm giác rất 
thoải mái, mức độ thoải mái cho hành khách được cải thiện 
đáng kể. Các thông số cụ thể theo các phương thể hiện trên 
Bảng 5, rung động theo phương Y giảm nhiều nhất 
(71,56%) và phương Z giảm 29,75% tương ứng với việc 
thêm xương thép hộp □40x40x3.0mm theo phương Y và 
tăng độ dày các xương mảng đuôi lên □40x40x2.0mm theo 
phương Z. 
6. Kết luận 
Trên cơ sở phân tích kết quả tính toán rung động, tác 
giả lựa chọn kết cấu khung xe tối ưu, nhờ đó thay đổi độ 
cứng khung xương xe, nhằm giảm thiểu rung động ghế 
hành khách, đáp ứng mức cao nhất về sự thoải mái theo 
tiêu chuẩn ISO 2631-1:1997 với các kích thích chủ yếu là 
rung động do động cơ gây ra. Việc tối ưu hóa kết cấu khung 
xe làm giá trị biên độ vận tốc theo ba phương giảm xuống 
rất nhiều (khoảng 56%). Gia tốc rung động của khung 
xương theo phương Z sau khi tối ưu hóa kết cấu giảm 
xuống còn 0,196m/s2, giảm hơn 29,43% so với giá trị ban 
đầu, đảm bảo độ thoải mái theo tiêu chuẩn ISO 2631-1. Kết 
quả nghiên cứu dự kiến sẽ áp dụng nhằm giảm thiểu rung 
động trên ghế hành khách của xe buýt B45, Công ty THHH 
MTV Thaco Trường Hải. 
TÀI LIỆU THAM KHẢO 
[1] Dieter Schramm, Manfred Hiller, Roberto Bardini, Vehicle 
Dynamics: Modeling and Simulation. UK: Springer, 2014. 
[2] Jun Yang, Mingming Dong, Research on Vibration of Automobile 
Suspension Design, MATEC Web of Conferences (ICMME 2017). 
[3] Li-Xin Guo, Li-Ping Zhang: Vehicle Vibration Analysis in 
Changeable Speeds Solved by Pseudoexcitation Method, 
Mathematical Problems in Engineering, 2010. 
[4] Reza N. Jazar, Vehicle Dynamics: Theory and Application 
Switzerland: Springer International Publishing, 2014. 
[5] Tiêu chuẩn quốc gia TCVN 6964-1: 2001 (ISO 2631-1:1997), Rung 
động và chấn động cơ học giá sự chịu đựng của con người với rung 
động toàn thân. 
[6] Trương Hoàng Tuấn, Trần Hữu Nhân, Trần Quang Lâm Phân tích 
dao động của thân xe tải nhẹ bằng mô hình động lực học dao động 
3D, Tạp chí Phát triển KHCN, Tập 18 số K7-2015. 
[7] Yogendra S.Rajput, Vikas Sharma, Shivam Sharma, “Gaurav 
Saxena: A Vibration Analysis of Vehicle Frame”, International 
Journal of Engineering Research and Application (IJERA), Vol. 3, 
Issue 2, 2013, pp. 348-350 348. 
[8] W.Gao, N.Zhang, H.P.Du, “A half-car model for dynamic analysis 
of vehicle with random parameters”, The 5th Australasian Congress 
on Applied Mechanics, ACAM 2007. 
[9] Altair Engineering, OptiStruct for Linear Dynamics: Modal, FRF, 
and Transient Analysis. American, 1985. 
(BBT nhận bài: 14/9/2018, hoàn tất thủ tục phản biện: 02/10/2018)