叉車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)建模仿真及轉(zhuǎn)向性能研究

向晨曦 鄧珞 計(jì)三有

1 武漢理工大學(xué)交通與物流工程學(xué)院 武漢 430063 2 武漢航空儀表有限責(zé)任公司 武漢 430074

0 引言

不同于汽車注重于行駛特性而設(shè)計(jì)的前輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，平衡重式叉車的運(yùn)行環(huán)境多為狹小空間，需要頻繁進(jìn)出搬運(yùn)貨物的貨倉、堆場等，故叉車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采用前輪驅(qū)動(dòng)后輪轉(zhuǎn)向。該方式可有效提高叉車的轉(zhuǎn)向角度，減小轉(zhuǎn)向面積，且叉車的后輪比前輪更小，能進(jìn)一步減小轉(zhuǎn)彎半徑，使叉車在頻繁地轉(zhuǎn)向操作中更加靈活穩(wěn)定。平衡重式叉車的后部是配重平衡區(qū)域，前部是裝卸貨物部位，按照杠桿原理，叉車前輪為重心的主要支撐點(diǎn)，但是若叉車前輪既承擔(dān)轉(zhuǎn)動(dòng)也擔(dān)當(dāng)支點(diǎn)承壓會(huì)使叉車在轉(zhuǎn)向時(shí)產(chǎn)生較大的方向盤轉(zhuǎn)矩。另外，由于叉車前輪所承載的回轉(zhuǎn)半徑較大，頻繁的轉(zhuǎn)向還將增加叉車側(cè)翻風(fēng)險(xiǎn)和前輪磨損，不但使叉車轉(zhuǎn)向困難還可能造成叉車重心失穩(wěn)引起側(cè)傾，從而降低叉車的安全性。叉車后輪轉(zhuǎn)向設(shè)計(jì)提供了叉車機(jī)動(dòng)、靈巧的操作優(yōu)勢，輕便穩(wěn)定的轉(zhuǎn)向性能和安全舒適的操縱駕駛體驗(yàn)。

隨著當(dāng)今車輛運(yùn)行工況環(huán)境的日益復(fù)雜，為了提高車輛的操縱穩(wěn)定性、機(jī)動(dòng)性和轉(zhuǎn)向輕便性以滿足復(fù)雜工況環(huán)境的要求，主動(dòng)轉(zhuǎn)向技術(shù)愈發(fā)受到重視。主動(dòng)后輪轉(zhuǎn)向技術(shù)作為主動(dòng)轉(zhuǎn)向的核心技術(shù)，越來越多的學(xué)者開始對(duì)其進(jìn)行研究分析。

Zhang Y S等[1]詳細(xì)概述了后輪主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的運(yùn)行原理，描述了所有后輪主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制的目的和必要性，后輪主動(dòng)轉(zhuǎn)向技術(shù)能實(shí)現(xiàn)更高水平的車輪轉(zhuǎn)向動(dòng)態(tài)性能和穩(wěn)定性；陶盛飛[2]分析了車輛主動(dòng)后輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律和轉(zhuǎn)向特性，基于平面和空間作圖法提出了一種新型后輪轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)和懸架機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)校核方法，并在后輪跳動(dòng)工況下進(jìn)行了仿真試驗(yàn)，對(duì)車輛的主動(dòng)后輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)性能進(jìn)行了評(píng)價(jià)分析；Park K等[3]提出了一種后輪轉(zhuǎn)向控制算法來提高車輛的操縱性能，其設(shè)計(jì)的RWS控制算法分穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)控制輸入，能在無任何輪胎和路面信息的情況下通過離線優(yōu)化獲得期望的橫擺率增益，最小化車輛橫向速度，如圖1所示。

圖1 后輪轉(zhuǎn)向控制流程圖

孫林[4]基于集成線控前輪轉(zhuǎn)向提出了一套新型全主動(dòng)四輪轉(zhuǎn)向策略，建立了車輛質(zhì)心側(cè)偏角的估計(jì)模塊并進(jìn)行仿真試驗(yàn)，試驗(yàn)結(jié)果表明全主動(dòng)四輪控制能降低不同工況下車輛的質(zhì)心側(cè)偏角，且在極限工況下有較好的控制效果；李一染等[5]設(shè)計(jì)了二階自抗擾控制算法來實(shí)現(xiàn)車輛前輪主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制，建立了仿真試驗(yàn)?zāi)Ｐ?，在?duì)開路面加速工況和典型極限轉(zhuǎn)向操縱工況下進(jìn)行了仿真試驗(yàn)，結(jié)果表明設(shè)計(jì)的二階自抗擾控制算法能對(duì)車輛的前輪主動(dòng)轉(zhuǎn)向進(jìn)行有效控制，且控制效果優(yōu)于部分主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制，控制后的車輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)穩(wěn)定性更好；宋宇等[6]根據(jù)車輛實(shí)際參數(shù)，通過ADAMS/Carsim軟件建立了車輛虛擬樣機(jī)模型，基于Matlab設(shè)計(jì)了一種新型分層式集成控制系統(tǒng)，理論分析和仿真試驗(yàn)表明其集成系統(tǒng)能對(duì)車輛轉(zhuǎn)向進(jìn)行高精度控制，在常規(guī)和極限工況下均能有效地對(duì)車輛的轉(zhuǎn)向操作進(jìn)行控制，使車輛的轉(zhuǎn)向更加安全穩(wěn)定。

本文結(jié)合平衡重式叉車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)特性、動(dòng)力學(xué)特性，建立了叉車的動(dòng)力學(xué)模型及叉車主動(dòng)轉(zhuǎn)向滑膜控制系統(tǒng)，對(duì)叉車的主動(dòng)轉(zhuǎn)向性能進(jìn)行了研究分析和評(píng)價(jià)，為今后叉車相關(guān)的研究設(shè)計(jì)提供理論參考。

1 動(dòng)力模型的建立

1.1 平衡重式叉車七自由度整車動(dòng)力學(xué)分析

本文結(jié)合平衡重式叉車的實(shí)際結(jié)構(gòu)參數(shù)和動(dòng)力學(xué)模型的可行性，創(chuàng)建了叉車七自由度整車動(dòng)力學(xué)模型，如圖2所示。按本文創(chuàng)造的力學(xué)模型，定義：m1為車體質(zhì)量，m0為叉車整車總質(zhì)量，m2為后橋質(zhì)量，B1為叉車前輪輪距，B2為叉車后輪輪距，l為叉車前后輪軸距，δ1為后輪的外側(cè)轉(zhuǎn)向角，δ2為后輪的內(nèi)側(cè)轉(zhuǎn)向角，ω為橫擺角速度，a1為質(zhì)心至前橋的水平距離，b1為質(zhì)心至后橋的水平距離，βij為輪胎的側(cè)偏角，Gij為輪胎的垂直反力，Pij為輪胎受到的摩擦力，Yij為輪胎受到的側(cè)向力，vx為質(zhì)心速度在X軸分量，ax為質(zhì)心加速度在X軸分量，vy為質(zhì)心速度在Y軸分量，ay為質(zhì)心加速度在Y軸分量。其中，i和j分別為平衡重式叉車前后輪和車輪內(nèi)外側(cè)；即i＝1為前輪，i＝2為后輪；j＝1為車輪內(nèi)側(cè)，j＝2為車輪外側(cè)。

圖2 平衡重式叉車七自由度動(dòng)力學(xué)模型簡圖

通過分析上述數(shù)學(xué)模型，可以得出平衡重式叉車轉(zhuǎn)向過程中的力平衡方程，具體為：

橫向運(yùn)動(dòng)的力平衡方程為

側(cè)向運(yùn)動(dòng)的力平衡方程為

橫擺運(yùn)動(dòng)的力平衡方程為

側(cè)傾運(yùn)動(dòng)的力平衡方程為

平衡重式叉車質(zhì)心加速度在X軸和Y軸上的分量分別為

式中：h1為整車質(zhì)心高度，φ··為側(cè)傾角加速度，hx為車身與后橋鉸接點(diǎn)高度，Ix為整車?yán)@X軸轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，Iz為整車?yán)@Z軸轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，Ixy為叉車?yán)@X軸和Y軸的慣性積，Ixz為叉車?yán)@X軸和Z軸的慣性積。

圖3為輪胎側(cè)偏角與轉(zhuǎn)角關(guān)系，由圖3可得叉車轉(zhuǎn)向輪側(cè)偏角為

圖3 輪胎側(cè)偏角與轉(zhuǎn)角關(guān)系圖

同理，可計(jì)算出前輪側(cè)偏角為

叉車在急轉(zhuǎn)彎時(shí)有可能會(huì)發(fā)生側(cè)傾事故，從而改變了行駛過程中輪胎的側(cè)偏角，為確保叉車運(yùn)行過程中側(cè)偏角的計(jì)算準(zhǔn)確性，由式（9）～式（12）對(duì)叉車輪胎側(cè)偏角進(jìn)行修正，即

分析計(jì)算可得輪胎受到的橫向力Yij和縱向力Pij為

式中：i0為傳動(dòng)比，f為滾動(dòng)阻力系數(shù)，Me為叉車前輪驅(qū)動(dòng)力矩，Kij為輪胎側(cè)偏剛度，NPij為叉車前輪分配系數(shù)，Rij為叉車前后輪瞬時(shí)轉(zhuǎn)彎半徑。

1.2 平衡重式叉車動(dòng)態(tài)側(cè)傾狀態(tài)方程

本文主要研究平衡重式叉車的轉(zhuǎn)向性能，為了方便分析叉車轉(zhuǎn)向時(shí)的動(dòng)態(tài)側(cè)傾狀態(tài)，不考慮叉車后輪在Y軸方向上的受力分量，假設(shè)輪胎為彈性元件，其受力變形呈線性變化關(guān)系，假定vx為常數(shù)，則有

當(dāng)叉車側(cè)傾角φ較小時(shí)，可以認(rèn)為sinφ=φ，則叉車的運(yùn)動(dòng)可簡化為

平衡重式叉車處于勻速圓周運(yùn)動(dòng)狀態(tài)時(shí)，有

當(dāng)叉車在極限轉(zhuǎn)向工況下運(yùn)行時(shí)，輪胎垂直力會(huì)由外向內(nèi)發(fā)生移動(dòng)，車輪會(huì)由外向內(nèi)抬起。當(dāng)叉車內(nèi)前輪離地時(shí)，叉車處于臨界側(cè)翻狀態(tài)，此時(shí)Gij＝0，叉車側(cè)翻臨界條件為

2 基于主動(dòng)后輪轉(zhuǎn)向的滑膜控制策略

2.1 主動(dòng)轉(zhuǎn)向控制優(yōu)勢

車輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)可大致分為機(jī)械轉(zhuǎn)向、液壓助力轉(zhuǎn)向、電控液壓助力轉(zhuǎn)向、電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向、主動(dòng)轉(zhuǎn)向和線控轉(zhuǎn)向6個(gè)發(fā)展階段。主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要可以對(duì)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比和電動(dòng)助力大小進(jìn)行動(dòng)態(tài)控制，電動(dòng)助力控制單元通過方向盤輸入轉(zhuǎn)角力矩對(duì)轉(zhuǎn)向助力大小進(jìn)行控制；而主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)控制單元?jiǎng)t根據(jù)車速、車輛運(yùn)行姿態(tài)等控制調(diào)節(jié)電動(dòng)機(jī)輸入疊加轉(zhuǎn)向角，調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的傳動(dòng)比，提高車輛的穩(wěn)定性。

主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)可在一定范圍內(nèi)對(duì)車輛轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比進(jìn)行調(diào)整，滿足車輛在常規(guī)和極限轉(zhuǎn)向工況下對(duì)轉(zhuǎn)向靈敏度的要求，提高了車輛的轉(zhuǎn)向性能。主動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在車輛低速行駛時(shí)，降低了系統(tǒng)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比，駕駛員只需施加很小的方向盤轉(zhuǎn)角即可實(shí)現(xiàn)車輛的大角度轉(zhuǎn)向；在車輛高速行駛時(shí)，增大系統(tǒng)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)比，使得車輛不會(huì)因較小方向盤轉(zhuǎn)角輸入而嚴(yán)重失穩(wěn)，能有效提高車輛的穩(wěn)定性與安全性。

平衡重式叉車多應(yīng)用于港口碼頭、貨倉堆場等地形復(fù)雜且需要頻繁轉(zhuǎn)向操作的場所，基于主動(dòng)后輪轉(zhuǎn)向的叉車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能提高叉車在極限轉(zhuǎn)向工況環(huán)境下運(yùn)行的操縱穩(wěn)定性。本文針對(duì)平衡重式叉車設(shè)計(jì)了基于主動(dòng)后輪轉(zhuǎn)向的滑膜控制策略，使用電動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的附加轉(zhuǎn)角來改變轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳動(dòng)比，優(yōu)化叉車轉(zhuǎn)向性能，達(dá)到平衡重式叉車主動(dòng)轉(zhuǎn)向的目的。

主動(dòng)后輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)使得車輛在低速轉(zhuǎn)向時(shí)，轉(zhuǎn)彎半徑更小，車輛內(nèi)輪轉(zhuǎn)向角更小，車輛更加穩(wěn)定安全；在中高速轉(zhuǎn)向工況時(shí)，主動(dòng)后輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的車輪行進(jìn)速度方向能更好地貼合車身方向，保持車輛轉(zhuǎn)向時(shí)較高的向心力，提高轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性。

2.2 電動(dòng)機(jī)模型建立

由永磁直流電動(dòng)機(jī)提供附加轉(zhuǎn)角來實(shí)現(xiàn)平衡重式叉車主動(dòng)后輪轉(zhuǎn)向，將永磁直流電動(dòng)機(jī)系統(tǒng)分為電氣子系統(tǒng)和機(jī)械運(yùn)動(dòng)子系統(tǒng)。

電動(dòng)機(jī)電氣系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型為

式中：Un為電動(dòng)機(jī)電壓，I為電流，L為電感，R為電阻，Ka為電動(dòng)機(jī)反電動(dòng)勢常數(shù)，θn為電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)角。

電動(dòng)機(jī)機(jī)械運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型為

式中：Tn為電動(dòng)機(jī)電磁轉(zhuǎn)矩，Tb為電動(dòng)機(jī)輸出力矩，Bn為電動(dòng)機(jī)當(dāng)量阻尼系數(shù)，Jn為電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，f(θn，)為電動(dòng)機(jī)軸承的摩擦力（為簡化模型，摩擦力太小可忽略不計(jì)）。

電動(dòng)機(jī)的電磁轉(zhuǎn)矩為

電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和平衡重式叉車方向盤轉(zhuǎn)角關(guān)系為

式中：Kn為電動(dòng)機(jī)電磁轉(zhuǎn)矩系數(shù)，Vsw為方向盤轉(zhuǎn)速，Gn為電動(dòng)機(jī)減速結(jié)構(gòu)減速比。

電動(dòng)機(jī)模型如圖4所示，所選電動(dòng)機(jī)參數(shù)為：L=0.003 4 H，R=0.03 Ω，Kn=0.65 Nm/A，Ka=0.45 Nm/A，Gn=18.2，Jn=4.5×10-4kgm2，Bn=5.7×10-4Nms/rad，Kn=2.75 Nm/rad。

圖4 電動(dòng)機(jī)模型

2.3 滑膜控制器設(shè)計(jì)

將叉車轉(zhuǎn)向運(yùn)行工況中質(zhì)心側(cè)偏角、側(cè)向加速度和橫擺角速度作為分析平衡重式叉車轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性的變量，設(shè)計(jì)了叉車主動(dòng)后輪轉(zhuǎn)向滑模控制器來提高叉車的轉(zhuǎn)向性能?；た刂葡到y(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖5所示。

圖5 滑膜控制系統(tǒng)結(jié)構(gòu)框圖

本文分別設(shè)計(jì)了永磁直流電動(dòng)機(jī)電流和速度滑膜控制器，以確保永磁直流電動(dòng)機(jī)的穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)，實(shí)現(xiàn)對(duì)電動(dòng)機(jī)電流和轉(zhuǎn)速的高精度控制。

電流誤差表達(dá)式為

式中：i為電動(dòng)機(jī)定子電流。

永磁直流電動(dòng)機(jī)滑膜控制系統(tǒng)的切換面為

由式（33）微分得到

根據(jù)永磁同步電動(dòng)機(jī)的電氣系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，即式(28)可得

將式(35)代入式(34)可得

等速趨近率表達(dá)式為

將式(37)代入式(36)可得

由式(38)整理得到電流環(huán)控制器輸出表達(dá)式

根據(jù)式(38)設(shè)計(jì)永磁直流電動(dòng)機(jī)電流環(huán)滑膜控制器，對(duì)永磁直流電動(dòng)機(jī)電流環(huán)進(jìn)行穩(wěn)定控制。

永磁直流電動(dòng)機(jī)速度誤差為

式中：θr為電動(dòng)機(jī)參考轉(zhuǎn)速。

參照電動(dòng)機(jī)電流環(huán)滑膜控制，定義速度環(huán)滑膜控制系統(tǒng)切換面為

將式(41)進(jìn)行微分運(yùn)算

根據(jù)永磁同步電動(dòng)機(jī)機(jī)械運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，即式(29)以及電氣系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，即式(28)可得

將式(43)代入式(42)中，可以得到

再將式(37)等速趨近率代入式(44)，得到

由式(45)整理得到速度環(huán)滑膜控制器輸出

根據(jù)式(45)設(shè)計(jì)永磁直流電動(dòng)機(jī)速度環(huán)滑膜控制器，對(duì)永磁直流電動(dòng)機(jī)速度環(huán)進(jìn)行穩(wěn)定控制。

3 聯(lián)合仿真建模

3.1 滑膜控制Matlab仿真模型的搭建

為了驗(yàn)證滑膜控制系統(tǒng)對(duì)平衡重式叉車轉(zhuǎn)向性能的控制效果，本文在Matlab/Simulink中搭建了永磁電動(dòng)機(jī)滑膜控制系統(tǒng)如圖6所示。永磁直流電動(dòng)機(jī)滑膜控制系統(tǒng)以電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速作為系統(tǒng)輸入，以電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速實(shí)際值、電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩等作為系統(tǒng)輸出。

圖6 滑膜控制系統(tǒng)模型

3.2 聯(lián)合仿真模型創(chuàng)建

若使用Trucksim和Matlab獨(dú)立進(jìn)行仿真，研究人員需要在各自的操作環(huán)境下創(chuàng)建平衡重式叉車的仿真模型，并進(jìn)行數(shù)據(jù)傳輸和仿真調(diào)試，會(huì)使整個(gè)仿真流程更加繁瑣，同時(shí)更易出現(xiàn)錯(cuò)誤?；赥rucksim和Matlab建立平衡重式叉車模型進(jìn)行聯(lián)合仿真分析，結(jié)合2個(gè)軟件的優(yōu)勢，能讓仿真流程更加簡潔流暢，結(jié)果更加準(zhǔn)確。

將Trcuksim中的模型仿真步長、輸出變量仿真數(shù)據(jù)輸入到Matlab，然后建立平衡重式叉車聯(lián)合仿真模型，如圖7所示。

圖7 平衡重式叉車滑膜控制聯(lián)合仿真模型

4 平衡重式叉車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)控制策略聯(lián)合仿真結(jié)果及分析

4.1 雙移線工況

選取道路附著系數(shù)為0.8，平衡重式叉車的初始速度設(shè)置為30 km/h。雙移線工況下平衡重式叉車方向盤轉(zhuǎn)角輸入如圖8所示，聯(lián)合仿真試驗(yàn)結(jié)果曲線如圖9～圖11所示。

圖8 雙移線工況聯(lián)合仿真方向盤轉(zhuǎn)角輸入

圖9 雙移線工況聯(lián)合仿真?zhèn)认蚣铀俣葘?duì)比

圖10 雙移線工況聯(lián)合仿真質(zhì)心側(cè)偏角對(duì)比

圖11 雙移線工況聯(lián)合仿真橫擺角速度對(duì)比

從圖9～圖11可知，在雙移線工況下，未控制的平衡重式叉車的側(cè)向加速度已經(jīng)達(dá)到非線性區(qū)，叉車已接近臨界側(cè)翻狀態(tài)；采用滑膜控制系統(tǒng)的平衡重式叉車側(cè)向加速度、橫擺角速度和質(zhì)心側(cè)偏角一定程度減小，且仿真動(dòng)畫顯示采用滑膜控制的叉車安全穩(wěn)定地通過雙移線工況。

4.2 魚鉤工況

平衡重式叉車的初始速度設(shè)置為30 km/h，路面附著系數(shù)為0.8，方向盤轉(zhuǎn)角輸入如圖12所示，方向盤最大輸入值為200°。叉車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)穩(wěn)定性控制的聯(lián)合仿真分析結(jié)果如圖13～圖15所示。

圖12 魚鉤工況聯(lián)合仿真方向盤轉(zhuǎn)角輸入

圖13 魚鉤工況聯(lián)合仿真?zhèn)认蚣铀俣葘?duì)比

圖13所示為叉車側(cè)向加速度對(duì)比曲線，由圖13分析可知，采用滑膜控制的叉車側(cè)向加速度明顯減小，更快達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)；圖14所示為叉車質(zhì)心側(cè)偏角對(duì)比曲線，可知采用滑膜控制的叉車質(zhì)心側(cè)偏角保持在1.0°以內(nèi)，叉車側(cè)傾穩(wěn)定性得到提高；圖15所示為叉車橫擺角速度對(duì)比曲線，控制后叉車橫擺角速度低于未控制的9°/s，車輛的橫擺穩(wěn)定性得到提高。

圖14 魚鉤工況聯(lián)合仿真質(zhì)心側(cè)偏角對(duì)比

圖15 魚鉤工況聯(lián)合仿真橫擺角速度對(duì)比

通過上述分析可知，在進(jìn)行魚鉤工況過程中，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)滑膜控制可以降低平衡重式叉車側(cè)向加速度和橫擺角速度，對(duì)叉車轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性有較大提高。

5 結(jié)語

本文紹了主動(dòng)后輪轉(zhuǎn)向的滑膜控制系統(tǒng)，創(chuàng)建了永磁直流電動(dòng)機(jī)數(shù)學(xué)模型，提出了平衡重式叉車主動(dòng)后輪轉(zhuǎn)向的滑膜控制策略并設(shè)計(jì)了滑膜控制器；創(chuàng)建了Trucksim和Simulink模型并進(jìn)行了轉(zhuǎn)向操縱極限工況下的聯(lián)合仿真試驗(yàn)。試驗(yàn)結(jié)果表明：基于平衡重式叉車主動(dòng)后輪轉(zhuǎn)向的滑膜控制系統(tǒng)對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)能進(jìn)行有效控制，降低轉(zhuǎn)向側(cè)向加速度，對(duì)叉車的轉(zhuǎn)向性能有較大提高。