丘陵山地小型履帶式動力底盤設計與試驗

摘 要：針對廣西丘陵山地經濟作物種植區非結構化的地形以及多種作物種類多的復雜生長環境，設計了一款具有高靈活性、可以適應丘陵山地地形的小型履帶式動力底盤。以履帶式底盤作為研究對象，建立履帶式底盤機器人坡面行走模型，研究其在爬坡時的穩定性與通過性，并在此基礎上提出履帶式底盤設計方案與參數選取。基于ANSYS Workbench對機架進行受力分析，機架最大位移變形量為0.094 8 mm，最大等效應力為35.611 MPa，滿足強度使用要求。利用RecurDyn動力學仿真軟件對履帶式底盤進行虛擬建模，分析其在爬坡、轉向過程中的質心與扭矩變化情況，驗證了方案的可行性。田間試驗結果表明，履帶式底盤機器人在水泥平地直線行駛速度為6.11 km/h，最小轉彎半徑為403.0 mm，草地最大爬坡角度為38°，最大越障高度為170 mm，作業期間，履帶式底盤運行平穩。本文設計的履帶式底盤的各項參數能夠滿足整機設計的要求，具有良好的爬坡越障性能，作業指標達到了相關標準要求，研究成果可為丘陵山地履帶式底盤的設計與研發提供參考。

關鍵詞：丘陵山地；履帶式底盤；農業機械；RecurDyn

中圖分類號：S220.32；TH122 DOI：10.16375/j.cnki.cn45-1395/t.2024.04.003

0 引言

從地形特征角度看，山地和丘陵是廣西的主要地形，也是廣西重要的經濟作物種植區[1-2]。近年來，國家大力發展農業機械，重點開發適用于丘陵山地適度規模化種養殖的輕簡型、智能化、復式農機農具。目前，丘陵山地農機動力底盤按照移動方式可分為履帶式、輪式、足式和復合式[3]，其中，履帶式具有結構緊湊、承載能力強等特點，更適用于丘陵山區農用機械。劉平義等[4]設計了一種采用Y型可調懸架作為調平機構的農用車輛預檢測主動調平底盤。曾俊豪等[5]設計了一款除草底盤結構，對底盤的轉向性能、穩定性能和越障性能進行了分析。劉九慶等[6]結合轉向阻力矩、土壤下陷阻力和履帶接地面壓力分布情況等參數建立了履帶式底盤轉向性能模型。Chajkin等[7]建立鉸接履帶車輛底盤橫向穩定性計算的數學模型，對鉸接履帶車輛橫向穩定性進行了研究。Dudzinski等[8]針對履帶式底盤能效優化，建立了履帶底架內部阻力模型。可見，國內外對履帶式底盤也有了不少的研究，但廣西丘陵山地地形復雜多樣，假如直接使用國內外現有的成熟產品，還存在很多制約因素。

針對廣西丘陵山地經濟作物種植園區非結構化的地形特點，本文采用模塊化的設計方法，設計一種小型履帶式動力底盤，并基于虛擬樣機技術，借助ANSYS Workbench軟件對機架進行分析，利用RecurDyn軟件對履帶式底盤爬坡與轉向進行仿真，完成樣機試制，驗證設計方案的可行性，為丘陵山地等局部方位內作業空間小的機械化問題與裝備提供參考。

1 整體方案設計

1.1 整機系統布置

小型模塊化履帶式動力底盤主要由機架、行走系統、無線傳輸模塊、控制模塊以及相關配件組成。機架上安裝模塊化田園管理機具，如切割裝置、施肥裝置、貨箱等，能夠實現割草、開溝、播種、運輸等功能。系統組成如圖1所示。

小型履帶式動力底盤結構組成三維圖如圖2所示，動力系統采用雙電機驅動，通過調節兩側履帶驅動電機的轉速大小，實現機器不同運動狀態的調整[9-10]；履帶機構構型采用“一字型”布置，主要部件包括承重輪、驅動鏈輪、張緊輪與張緊裝置等。整機前中部放置模塊化田園管理機具，后部放置動力電池與電池管理系統。

小型模塊化履帶式底盤總體技術參數如表1所示。

1.2 底盤通過性分析

丘陵山地種植田園地形起伏較大，作業環境復雜，對履帶式底盤的坡地通過性能提出了較高要求。其中，坡地越障高度與最大跨越壕溝寬度是評價履帶式底盤通過性的重要指標[11]。為研究履帶式底盤所能翻越障礙物的最c9889a1154d8d47b45a34c623d3defd8大高度與跨越壕溝的最大寬度，建立履帶式底盤理想狀態下的越障與跨越壕溝模型，如圖3所示，其中，Lb為履帶接地長度，單位為m；a、b分別為質心位置與前后承重輪的距離，單位為m；C為質心位置；hC為重心到地面的垂直高度，單位為m；Md為驅動鏈輪扭矩，單位為N·m；rd為驅動鏈輪半徑，單位為m；FN為臺階頂角對履帶的支撐力，單位為N；rb為承重輪半徑，單位為m；rt為張緊輪半徑，單位為m；G為豎直向下的重力，單位為N；ρ為履帶式底盤受臺階頂起時的仰角，單位為（°）；Hb為跨越臺階垂直高度，單位為m；θh為坡面角度，單位為（°）；Wmax為跨越壕溝的最大寬度，單位為m。

1.2.1 坡地越障高度

縱向傾翻穩定角影響了履帶在坡地跨越障礙物的最大高度。當履帶式底盤處于臨界平衡狀態時，

[FNLb2-hCtan ρ+hC-rtGsin ρ-Lb2Gcos ρ]=0. （1）

當支撐力[FN=0]時，履帶式底盤達到極限仰角：

[ρ=arctanLb2hC-rd]. （2）

此時臺階高度[Hb]與設計的整機結構參數之間存在以下關系：

[HbhC=Lb2+rdtan ρ2-hCtan ρ?sin ρ] .（3）

在理論上，履帶式底盤的最大越障高度不會超過履帶張緊輪的半徑。綜上，履帶式底盤能夠跨越的障礙物高度為：

[Hb，max=minHb，rt]. （4）

代入本機參數計算，去除覆帶厚度后，得到最大越障高度為150 mm。

1.2.2 坡地最大跨越壕溝寬度

最大跨越壕溝寬度[Wmax]與設計的整機結構參數之間存在以下關系，

[Wmax=mina+hCtanθh，b-hCtanθh]. （5）

履帶式底盤所能跨過的最大壕溝寬度受其整機的重心位置和所在坡地的坡度角影響，且不超過履帶接地長度的一半。

代入本機參數計算，得到最大跨越壕溝寬度為350 mm。

2 小型底盤坡面穩定性分析

履帶式底盤機器人行走時，能否保持穩定是履帶式機器人作業的關鍵性能之一[12]。履帶式底盤在坡地上不隨意滑動或者翻倒，保持在一個穩定的狀態的性能叫做穩定性，分為橫向穩定性、縱向穩定性和滑移穩定性。本節建立履帶式底盤的坡地穩定性模型，研究其坡面穩定性能。

2.1 坡面橫向穩定性

履帶式底盤機器人在山地坡面上橫向行走時，受到的作用力有左右兩側履帶的支撐力[FNL]、[FNR]，地面的附著力[FfL]、[FfR]，豎直向下的重力[G]，根據受力條件建立如圖4所示的橫坡行走理論模型，其中，B為左右兩側履帶之間的軌距；e為重心橫向偏移距離。如果此時坡面角度正好為履帶式底盤的橫向傾翻臨界角度，右側履帶的地面支撐力則為[FNR=0]。

由力學平衡方程可求出，

[FN=Gcosθh0.5B+e-GhCsinθhB]， （6）

式中：[FN=FNL+FNR].

履帶式底盤不發生橫向傾翻的條件為[FNR]≥0，因此，其坡面橫向傾翻臨界角為：

[θhC=arctan0.5B+ehC]. （7）

要求所設計的坡面橫向傾翻臨界角≥35°，而重心橫向偏移距離為影響其坡面橫向穩定角的顯著因素。同時，由于實際作業中整機的布置使重心的位置產生偏差，會對其坡面橫向極限傾翻穩定角產生影響。

因此，當實際安裝機具時，要適當降低重心高度，并使重心位置盡可能接近理論位置處。

2.2 坡面縱向穩定性

履帶式底盤的坡面縱向穩定性能分為履帶式底盤縱向上坡和縱向下坡2種情況[13]。根據履帶式底盤機器人爬坡時受到的力（履帶接觸面受地面均布荷載的集中力[Fj]、牽引力[fq]，行走阻力fp）及地面支撐力與履帶支撐面旋轉邊緣的距離（le），建立如圖5所示的縱向爬坡理論模型。

研究縱向爬坡情況，如圖5（a）所示，建立受力平衡方程：

[Gcosθh=Fj，Fjle-Gbcosθh+GhCsinθh=0.] （8）

在履帶式機器人縱向爬坡的工況下，[le≥0]時整機不發生傾翻，此時履帶式底盤爬坡時的傾翻穩定角為

[θhd=arctanbhC]. （9）

如圖5（b）所示，履帶式機器人在縱向下坡時：

[Gcosθh=Fj，Fjle+GhCsinθh-Gacosθh=0.] （10）

縱向下坡的極限傾翻穩定角：

[θhd=arctanahC]. （11）

在實際工況下，履帶式底盤的重心并不在理論重心處，受到整機布置的影響，存在一定的偏移量，所以履帶式底盤的縱向極限傾翻穩定角應為其2種工況下極限傾翻穩定角的最小值，即

[θhd=minθhd， θhd]. （12）

由理論計算可知，在實際作業中，整機重心離地面越低越不容易發生傾翻。因此，在實際安裝機具時，要適當降低重心高度，并使重心位置盡可能接近理論位置處。

2.3 坡面滑移穩定性

坡面滑移穩定性是指履帶式底盤機器人能平穩停靠在坡面上而不會下滑的能力，其在坡面靜止而不產生滑移的條件為

[Ff=μsGcosθh≤Gsinθh，] （13）

式中：[Ff]為履帶與地面的摩擦阻力；[μs]為履帶與地面的附著系數。

履帶式底盤機器人穩定地停在坡面上不產生滑移的最大坡度角為：

[θh≤arctanμs]. （14）

3 履帶機構方案設計

3.1 電動機選取

所設計的履帶式動力底盤機器人適用于丘陵山地，作業工況主要為平地和爬坡，其行駛阻力包括運行阻力、坡道阻力、轉向阻力和內部阻力等。對履帶式底盤在不同工況下所需的牽引力進行分析可知，坡地起步時其所需牽引力最大[14]，此工況下所需的牽引力為

[FT=λdcosθh+sinθh+0.03+amg，] （15）

式中：[FT]為履帶式底盤所需牽引力，單位為N；[λd]為運行阻力系數，由試驗確定；m為履帶式底盤整備質量，單位為kg；g為重力加速度，取9.8 N/kg；[a∈0.01， 0.02]。

單側驅動電機所需功率為

[P≥FTvm2ηx]， （16）

式中：[P]為驅動電機額定功率，單位為kW；[vm]為履帶式底盤機器人行走速度，單位為m/s；[ηx]為行星減速器效率，取0.9。

驅動電機所需額定轉速為

[n=vmi2πr×60]， （17）

式中：[n]為驅動電機額定轉速，單位為r/min；[i]為行星減速器傳動比，綜合考慮，取[i]=24[15]；r為驅動鏈輪半徑，單位為m。

驅動電機所需額定轉矩為

[T=9 550Pn]， （18）

式中：[T]為驅動電機額定轉矩，單位為N·m。

根據式（16）計算得出單個驅動電機所需功率約為395 W，所需額定轉矩約為1.65 N·m。考慮功率儲備，選用一款直流無刷伺服電機，額定功率為785 W，額定轉速為3 000 r/min。

3.2 履帶參數選取

設計的履帶式底盤機器人作業環境較為復雜，對行走機構的附著能力和抗沉陷能力提出了一定的要求。履帶式結構緊湊，相比輪式和腿式結構具有負重能力強、與地面接觸面積大、下陷深度低、越野性能強等優點，所以底盤采用履帶式結構。根據履帶的設計參數，選用履帶的節距[t0]為

[t0=bm4]， （19）

式中：[b∈15.0， 17.5]。

履帶板工作條件所要求的平均接地比壓決定了履帶寬度[Kb]和履帶支撐面長度[lb]，寬度越大，接地比壓越小，接地比壓為

[p=G2lbKb]， （20）

式中：[p]為接地比壓，單位為Pa。

履帶支撐面長度[lb]應滿足轉向要求，

[lbB≤1.85×?-fμmax]， （21）

式中：[?]為牽引附著系數；[f]為滾動阻力系數；[μmax]為最大回轉阻力系數。

根據計算結果，最終選用輪孔式橡膠履帶，驅動鏈輪的輪齒通過和履帶上的齒孔進行嚙合使得底盤獲得行走動力。

3.3 驅動鏈輪參數設計與仿真

驅動鏈輪是驅動電機和履帶之間的關鍵中間件，可將驅動電機的輸出扭矩轉化為履帶式底盤運動的驅動力。履帶驅動鏈輪的布置采用后置式布置，能夠有效減少履帶驅動段的長度，以及因為履帶變形而產生的地面摩擦阻力，提高傳動效率[16]。設計驅動鏈輪齒數[nq=7]，驅動鏈輪參數如下：

驅動鏈輪分度圓直徑為

[D0=t0nqπ]. （22）

驅動鏈輪根圓直徑為

[Dg=Ddrive-2LF]， （23）

式中：Ddrive為初步計算的齒輪齒根圓直徑；[LF]為在履帶內表面中內嵌線纖維中心的距離，[LF]=5 mm。

驅動鏈輪頂圓直徑為

[Dd=D0+2δH-5，] （24）

式中：[δH]為履帶厚度，查閱履帶選型手冊得[δH]=10 mm。

根據驅動鏈輪在坡地起步時受到的驅動扭矩，建立ANSYS有限元模型，分析驅動鏈輪在加載外載荷下的變形效果。最大變形量為0.037 6 mm，滿足工況要求，最大等效應力為100.1 MPa，小于其材料的屈服強度，驅動齒輪變形量與等效力圖如圖6所示。

3.4 承重輪、張緊輪與張緊裝置

承重輪的作用是將整機重量傳遞到履帶上，使整機沿履帶軌道運動，并夾持履帶不橫向滑脫，使得履帶能夠在地面上滑移。在丘陵山地作業時，經常會遇到泥地、揚塵等惡劣環境，承重輪需能承受一定的沖擊，并且具有一定的耐磨性。為了減少承重輪輪面磨損，承重輪與履帶導軌之間的接觸應力為[17]

[σj=4 340GtArbO≤σj，] （25）

式中：[σj]為許用接觸應力，[σj]=230 MPa；[Gt]為整機質量，單位為kg；A為承重輪輪面與履帶導軌的接觸寬度，單位為mm；[O]為承重輪總數。

履帶在運動中會產生振跳現象，履帶的振跳會引起沖擊、振蕩和額外的功率消耗，加速零件磨損。張緊輪和張緊裝置能夠使得履帶保持一定的張緊度，在一定程度上減少這種現象。履帶張緊后，也可以避免其在作業時脫落。張緊輪是張緊裝置的組成成分，通過它引導履帶正確卷繞。張緊裝置的調整方式采用螺桿調整，通過調節螺桿和螺母來改變張緊輪的位置，達到張緊的目的，其結構簡單，具有一定強度和剛度。在履帶運行受到沖擊時，螺桿的調整不具有緩沖作用，而在螺桿上加入彈簧之后，就能夠有效地減少沖擊，張緊力[Tz]為[18]

[Tz=GvLq24he]， （26）

式中：[Gv]為履帶單位長度的重力，單位為N/mm；[Lq]為張緊輪與驅動輪之間的中心距，單位為mm；[he]為履帶的最大懸垂度，單位為mm。

3.5 機架設計及仿真

機架需要能承受來自履帶行走系統和其他作業結構受到振蕩時的沖擊，其結構設計方案以及布置方式顯得尤為關鍵[19]。綜合考慮本文設計的履帶式底盤整機布置要求，采用履帶主體框架放置在兩邊、機架安裝在中間的方式，保證機架的中間位置能夠布置作業機構。上車的支撐框架采用鋼結構式框架，主體采用Φ25 mm×4 mm與Φ38 mm×5 mm的鋼管焊接而成，在保證整體剛度的同時降低加工難度，且在整機傾翻后能有效保護其內部設備不受損壞。

利用有限元軟件ANSYS Workbench對車架進行靜力學分析，以確保機架能夠具有足夠的承載能力。定義材料為Q235碳素結構鋼，密度為7.85×[10-6] [kg/mm3]，彈性模量為2.01×[105] [MPa]，泊松比為0.3，拉伸屈服強度為235 MPa，極限拉伸強度為420 MPa。

根據各部件的質量和位置分布，定義機架各部分所受到的載荷。機架兩端安裝履帶，中間承受作業機構的重量，后方背負電池組，在相對位置分別施加作用力，分析得到的機架應力、位移分布云圖如圖7所示。最大應力為35.611 MPa，出現在機架與履帶連接處，滿足強度要求；最大形變量為0.094 8 mm，滿足剛度要求。

4 履帶式底盤動力學模型的建立與分析

4.1 幾何模型的建立

在建立幾何模型時，通常對履帶式底盤做簡化處理，將電機、減速器、機架簡化為一個剛體，這時履帶式底盤可簡化為主體和履帶行走機構。運用UG軟件對主體進行三維建模，以左張緊輪軸向外側為坐標軸軸心，履帶布置方向為x軸方向，張緊輪位置指向驅動鏈輪位置為x軸正軸，左張緊輪軸線為y軸方向，指向右張緊輪方向為y軸正軸，履帶式底盤垂直指向機架位置為z軸正向，建立坐標系，為履帶底盤每個零件分別賦予相應材料，測量其重心坐標為（232， 506， 152）；之后導入RecurDyn軟件中，采用RecurDyn軟件低速履帶模塊（Track-LM）建立履帶行走機構，兩側履帶行走機構分別包括1個驅動鏈輪、2個承重輪、1個張緊輪、1個履帶機架和1條履帶，對各組件之間添加約束，具體如表2所示。

4.2 路面模型的建立

RecurDyn軟件提供地面參數Ground模塊，根據經典土壤力學理論，本文采用其中的黏土（clayey soil）地面模型，其路面特征參數如表3所示。

4.3 模型驅動設置

為了使丘陵山地模塊化小型機器人行走系統能夠工作，需要對履帶行走機構添加驅動函數，選擇STEP函數作為驅動函數添加在驅動鏈輪的旋轉副上，

[STEP（t，t0，h0，t1，h1）]， （27）

式中：[t]為自變量；[t0]、[t1]分別為自變量的初始值與終止值，即仿真開始與結束的時間，根據仿真內容的不同更改[t0]、[t1]的數值；h0、h1為設計變量的初始值與終止值，選擇角速度作為設計變量。

4.4 履帶式底盤動力學模擬仿真

根據前文理論分析計算所得到的驅動電機最大轉矩，探討履帶式底盤機器人的最大爬坡角度與最小轉向半徑。

1）根據履帶式底盤機器人爬坡路面的特點，軟件中路面寬度設定為1 700 mm，通過Ground模塊建立25°、28°、31°、34°組合坡道，在驅動鏈輪旋轉副添加驅動角速度，具體如下：STEP（t， 0， 0， 1.5， 20.0）。

仿真所得到的履帶式底盤組合坡道質心Z坐標位移、速度與扭矩如圖8所示，紅色實線為履帶式底盤質心Z坐標變化曲線，黑色實線為履帶式底盤速度變化曲線，點劃線為履帶扭矩隨時間變化的曲線圖。在0～1.5 s內，履帶轉速由0增加至20 rad/s，1.5 s后，履帶以1.78 m/s勻速行駛，扭矩波動范圍不大。2.0 s后開始爬坡，此時履帶式底盤質心升高，速度出現短暫的波動后穩定下來，扭矩值增加，最大值為39.8 N·m，到4.5 s時爬坡完成，扭矩也基本穩定。當履帶式底盤機器人開始爬坡動作時，速度會下降，在13.5 s時，速度達到最低1.06 m/s，扭矩在此之后增加，在第16.0 s時完成爬坡動作，34°爬坡成功。

2）平地轉向路面長度和寬度均設定為4 000 mm，通過Ground模塊建立地面，在驅動鏈輪旋轉副添加驅動角速度，具體如下：STEP（t， 0， 0， 1.5， 20.0）、STEP（t， 0， 0， 1.5， -20.0）。

3）在標準路面轉向時，底盤雙側履帶差速制動，使得轉彎半徑達到最小值。其單側履帶驅動扭矩的最大值為38.7 N·m，扭矩均值為19.8 N·m，轉彎半徑在407.0 mm，如圖9所示。

5 樣機試驗

根據上述計算與仿真結果，為驗證履帶式底盤機器人爬坡、轉向與越障性能是否符合預期設計要求，根據《農業機械生產試驗方法》（GB/T 5667—2008）[20]，研制樣機并進行行駛速度、轉彎半徑、爬坡角度與越障高度試驗，樣機如圖10所示。

5.1 試驗方法與結果

1）行駛速度：通過遙控手柄控制履帶在長度為30 m的水泥平地直線行駛，測定樣機通過測定區間所需時間，重復5次，計算最大行駛速度。直線行駛速度試驗結果如表4所示，平均速度為6.11 km/h。

2）轉彎半徑：遙控樣機，使其以5.00 km/h的作業速度在草地上執行轉向指令，一側驅動鏈輪制動，另一側驅動鏈輪前進，重復差速轉向半徑試驗5次，利用鋼尺測量履帶在地面留下的軌跡圓半徑。試驗結果如表5所示，最小轉彎半徑為403.0 mm。

3）爬坡角度：搭設簡易坡臺，模擬草地爬坡坡道，設置坡臺初始角度為25°，之后每次試驗增加3°，直至樣機無法駛上坡道。測量得出最大爬坡角度，當爬坡角度為38°時開始出現滑移現象。

4）越障高度：在平地進行越障試驗，根據所計算的坡地越障高度分析，搭建越障臺階。以勻速作業速度跨越障礙物臺階，直至無法跨越為止。根據越障試驗可知履帶式底盤機器人最大越障高度為170 mm。

5.2 試驗結果分析

試驗結果如表6所示，結果表明，小型模塊化履帶式底盤在水泥平地上的平均直線行駛速度為6.11 km/h；最小轉彎半徑為403.0 mm；最大爬坡角度為38°，略大于所設計的爬坡角度，這與樣機的重心布置產生的偏移有關。實際樣機的重心較為接近理論值，且試驗坡臺與草地對履帶表面之間的摩擦系數有所不同，實際工況下爬坡角度會有一定差異。最大越障高度為170 mm，理論最大越障高度略小于試驗值，出現這一情況的原因在于橡膠履帶表面結構增加了履帶與障礙物之間的附著系數。

6 結論

針對我國丘陵山地經濟作物種植園區非結構化的地形條件以及種植作物采收多樣性問題，本文設計了一款小型履帶式動力底盤。首先，結合我國相關的農機農藝要求，提出丘陵山地履帶式動力底盤的設計要求，確定整機結構組成與系統布置，對履帶式底盤的穩定性和通過性進行研究；其次，對驅動系統進行設計，選取履帶與電動機參數并對驅動輪以及機架進行有限元分析；再次，通過建立虛擬樣機模型，對履帶式底盤爬坡工況進行仿真分析；最后，依據計算參數試制了實體樣機，并設計和進行了整機的性能試驗。結論如下：

1）根據丘陵山地作業對動力底盤的作業要求，完成了履帶式底盤的結構設計和布置。

2）對履帶式底盤的通過性和穩定性進行分析可知，重心對坡面橫、縱向穩定性影響較大，在坡面行走時，履帶式底盤會發生滑移而不發生傾翻。

3）建立動力學模型，對爬坡與轉向工況進行仿真分析，得到履帶在不同工況下驅動鏈輪所需的驅動轉矩、速度與質心曲線，證明履帶式底盤運行平穩，工作可靠。

4）對履帶式底盤機器人進行試制與整機性能試驗。通過經濟性測試可知，履帶式底盤機器人平均直線行駛速度為6.11 km/h，最小轉彎半徑為403.0 mm，最大爬坡角度為38°，最大越障高度為170 mm，滿足使用要求。

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Design and testing of a small tracked powered chassis for hilly

mountainous terrain

CAI Yuchen1， GAO Qiaoming*1， 2， LUO Yueyang1， MI Zerong1， LI Zongpeng1， LYU Pan1

（1. School of Mechanical and Automotive Engineering， Guangxi University of Science and Technology， Liuzhou 545616， China; 2. Huilaibao Machinery Manufacturing Co.， Ltd.， Hepu County， Beihai 536100， China）

Abstract： Aiming at the unstructured terrain of Guangxi hilly and mountainous planting areas for economic crops and the complex growing environment of various crops， a small tracked power chassis with high mobility and adaptable to the hilly and mountainous terrain is designed. This paper takes the crawler chassis as the research object， establishes the crawler chassis slope walking model， researches its stability and passability when climbing slopes， and puts forward the chassis design scheme and parameter selection. Based on ANSYS Workbench， the force analysis of the frame is carried out， with the maximum displacement deformation of the frame 0.094 8 mm， and the maximum equivalent force 35.611 MPa， which meets the requirements of strength use. The virtual modeling of the crawler chassis is carried out using RecurDyn dynamics simulation software to analyze the changes of the center of mass and torque of the chassis in the process of climbing and steering， which verifies the feasibility of the scheme. The results of the field test show that the crawler chassis has a straight line traveling speed of 6.11 km/h on the concrete flat ground， the minimum turning radius of 403.0 mm， the maximum climbing angle of 38° on the grass， the maximum height of 170 mm over the obstacle， and the chassis runs smoothly during the operation. The parameters of the crawler chassis designed can meet the requirements of the whole machine design， and the operation indexes meet the requirements of the relevant standards， and it has good performance of climbing and crossing obstacles， and the research results can provide a reference for the design and development of the crawler chassis in hilly and mountainous areas.

Keywords： hilly mountainous terrain; tracked undercarriage; agricultural machinery; RecurDyn

（責任編輯：于艷霞，黎 婭）

收稿日期：2023-09-08；修回日期：2023-10-11

基金項目：中央引導地方科技發展資金項目（桂科ZY22096023）；廣西科技計劃項目（桂科AB21220058）資助

第一作者：蔡羽晨，在讀碩士研究生

*通信作者：高巧明，博士，高級工程師，碩士生導師，研究方向：農業機械化關鍵技術與裝備、圖像模式識別，E-mail：walkergao@163.com