500 m口径球面射电望远镜(Five-hundred-meter Aperture Spherical radio Telescope,FAST)是国际上最大、最灵敏的射电天文望远镜^[1]。利用贵州喀斯特洼坑作为台址，在洼坑内铺设500 m球冠状反射面，通过主动控制形成抛物面以汇聚电磁波，采用轻型钢索拖动馈源平台实现望远镜的指向跟踪。图 1为FAST望远镜主动反射面工作原理示意图。

图 1 主动反射面工作原理 Fig. 1 Illustration of the operation of the main active reflector antenna

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在望远镜观测时，采用促动器驱动下拉索方式改变反射面单元面型，以跟踪天体。促动器为机、电、液一体化单元，工作于贵州黔南潮湿洼地中，始终承受最大6~10×10³ kg拉力变载荷作用，平均速度约0.2 mm/s，数量为2 225套，部分促动器处于连续工作状态，发生故障不可避免^[2]。望远镜设计寿命30年，故障促动器将降低望远镜使用效率及面型精度。同时，促动器分布较广，洼地坡面崎岖、陡峭，见图 2，且被下拉索、促动器、法兰及地锚阻挡，现场维护条件较差。

图 2 促动器使用陡坡 Fig. 2 The slope on which an actuator is positioned

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针对大射电天文望远镜维修问题，有必要设计一种故障促动器快速拆换机构，其设计要求包括：结构简单，安全可靠，重量轻，易携带，拆换方便快速，出力大，可长期保持大载荷。

图 3为一种故障促动器拆换机构设计方案^[3]。其工作顺序为：(1)组装拆换机构，与下拉索、法兰接口连接；(2)采用左、右同步油缸加载，转移故障促动器载荷；(3)依次拔出故障促动器上销轴、下销轴；(4)油缸保压，更换新促动器，依次插上促动器下销轴、上销轴；(5)促动器加载，转移拆换机构载荷；(6)拆卸与下拉索、法兰接口结构，取走拆换机构。方案设计时，有以下4方面考虑。

图 3 促动器拆换方案 Fig. 3 Our design of a mechanism for dismounting and assembling an actuator

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促动器下端与法兰销轴连接，为与拆换机构连接，法兰采用双孔设计，该安装靠近地面，可接近性好。而促动器故障可能发生在运行的任一时刻，促动器上端与下拉索销轴连接，该销轴与地面之间的轴向距离约1.8~3 m，促动器轴线最大竖直夹角约56°，部分洼地坡面较陡，该销轴与地面之间的铅垂距离将大于3 m。为快速、方便安装拆换机构，图 3上连杆为开口非封闭C型结构，安装过程地面作业，无需空中操作。安装过程：(1)两侧拉杆与上连杆地面连接；(2)利用拉杆举起上连杆；(3)上连杆开口穿过直径较小的下拉索索体；(4)用力向下拉紧两侧拉杆，拉杆与下拉索锚具配合，完成安装。

调节左右拉杆初始长度后，加载装置完成最大1×10⁴ kg载荷施加。加载方式选择因素包括：(1)载荷较大，单侧拉杆为5×10³ kg；(2)重量轻，易携带；(3)左、右两侧拉杆同时加载，需要同步；(4)尽量远程操作，避免发生事故；(5)技术成熟，常规设计。考虑到液压传动具有功率重量比大、负载大、可远距离控制、易实现直线往复运动等优点，设计了由手动泵、快插接头、软管、左油缸与右油缸组成的手动液压加载方案，见图 3，该方案可实现以上要求^{[4, 5]}。

长度可调拉杆的设计要求包括：(1)促动器行程1.2 m，故障可能发生在0~1.2 m任一位置，这要求左、右拉杆长度1.2 m可调；(2)长度调节后，拉杆应可靠锁紧；(3)因拉杆与上连杆先挂在下拉索锚具上，人应在地面可控制拉杆长度调节或锁紧；(4)重量轻，易携带。

图 4是一种拉杆设计方案，其原理是软轴控制竖直导杆的升降，利用其斜面推动抗剪键上的滚轮，完成抗剪键的伸缩，进而控制抗剪键与伸缩杆环形槽啮合或脱开，实现伸缩杆的锁紧或调节。软轴通过轴向固定的外层钢片套及非金属保护层，实现软轴的远距离控制。

图 4 拉杆设计方案 Fig. 4 Our design of a pull rod

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拉杆锁紧组件如图 5，软轴下侧与活节螺栓连接，手柄旋转±90°可实现软轴伸与缩。底座设计了下止位沉孔与上止位沉孔，控制销轴与沉孔配合可将软轴在两状态终止位置锁紧。控制销轴加工了两个半圆槽道，可与手柄上弹簧压紧的滚珠配合，实现防止控制销轴脱落以及可靠锁紧的功能。

图 5 锁紧组件 Fig. 5 Our design of the component for locking

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促动器与下拉索的连接销轴与地面之间的轴向距离约1.8~3 m，故障促动器卸载后，人手必须可触碰到该销轴，才能完成拆换。为此，利用左拉杆左侧、右拉杆右侧各焊接4根短轴，如图 6，铝制爬梯卡在短轴上，通过爬梯，人可实现销轴的拆换。

图 6 爬梯 Fig. 6 Our design of the ladder

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如图 7，上连杆开口尺寸23 mm，另一侧尺寸100 mm增强开口刚度，4组筋板增强抗弯能力，中心孔直径分别为51 mm与68 mm，保证与下拉索锚头紧密配合。材料为40 Cr，焊接而成。该结构是与下拉索快速连接的保证，其设计重点为大载荷下开放式结构的应力、变形及质量。为此，采用有限元方法对该零件进行分析^{[6, 7]}。

图 7 上连杆结构示意图。(a)主视图；(b)俯视图 Fig. 7 Our design of the upper-connecting rod. (a) The front view; (b) The top view

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上连杆结构及载荷具有对称型，建立其1/2模型，利用有限元方法进行强度计算。下拉索锚头顶面固定，单侧施加5×10³ kg载荷，上连杆与下拉索锚头结合面采用面面接触非线性分析方法。考虑加工、装配及促动器故障姿态，由上连杆、左右拉杆及油缸、下长轴组成的长方形框架存在不在同一平面情况，仿真时在Φ28孔位置施加1×10³ kg侧向载荷，方向为自开口向后的最为恶劣状态。以静强度计算为基础，进行轻量化分析。目标函数为质量，状态变量为许用应力，设计变量为A、B、D，(1)式给出了其优化数学模型。

优化分析结果见图 8，最大应力为329 MPa，位于筒体后母线上端，最大位移为0.423 mm，发生在Φ28孔左端部，且上连杆不会因开口扩展而失效，满足使用要求。模型质量4.2 kg，整体质量8.4 kg，为原结构的91%。依据优化结果，A、B、D分别取整为30 mm、39 mm、68 mm。

图 8 优化分析结果。(a)应力云图；(b)变形云图；(c)最大应力与质量关系 Fig. 8 Our optimization-analysis results for the upper-connecting rod. (a) The stress distribution; (b) The deformation distribution; (c) The relation between maximum stress and mass

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抗剪键伸缩是否灵活是拉杆长度调节的关键，其运动顺序为：啮合→下拉→脱出→上松→啮合。以力学分析为基础，部分变量初始值为：抗剪键水平位移10 mm，斜面倾角θ=60°，竖直导杆位移为10tanθ=17 mm。假设竖直弹簧17 mm变形对应载荷变动ΔF_sv=10-15 kg，计算水平弹簧10 mm变形对应载荷变动ΔF_sh=10-5 kg是否满足抗剪键运动控制要求。

先选竖直导杆为研究对象，其受力分析如图 9(a)，按图示坐标轴列出平衡方程^[8]：

图 9 啮合状态受力分析。(a)竖直导杆；(b)水平导杆 Fig. 9 Our force analysis for the meshing state. (a) Forces in the vertical guide rod; (b) Forces in the horizontal guide rod

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求解方式组(2)，可得F_n=155 N。再选水平导杆为研究对象，其受力分析如图 9(b)，法向力F_n与F_n′为作用力与反作用力，按图示坐标轴列出平衡方程：

竖直导杆，F_n接近为0，F_fv亦接近为0，在大于F_svmax=150 N的钢丝绳拉力作用下，竖直导杆将向下运动。水平导杆，F_n′接近为0，F_fh亦接近为0，伸缩杆作用到抗剪键上的摩擦力F_fmax=umg/2=11 N，方向为图 9(b)X轴负向，小于F_shmin=50 N，水平导杆将克服该摩擦力水平退出啮合沟槽。

手柄处于锁紧状态，抗剪键退出伸缩杆啮合沟槽，外筒体及导向管可沿伸缩杆自由滑动，调节二者的相对长度。

平衡方程同啮合状态，F_sv自150 N减小至100 N。计算始末水平弹簧力，F_{sh_first}=182 N，大于50 N，水平导杆能够开始向左运动；F_{sh_end}=121 N，大于100 N，水平导杆可进入啮合沟槽。

根据载荷与变形要求，通过优化设计，确定弹簧的有关参数如下。

竖直弹簧：小径d=3 mm；中径D=38 mm；材料65 Mn；弹簧自由高度H₀=100 mm；节距t=16.5 mm；弹簧的最大压缩量81 mm；工作圈数n=6；当载荷为150 N时，弹簧压缩量为59 mm；当载荷为100 N时，弹簧压缩量为42 mm。

水平弹簧：小径d=2.5 mm；中径D=32 mm；材料65 Mn；弹簧自由高度H₀=40 mm；节距t=14.7 mm；弹簧的最大压缩量30.3 mm；工作圈数n=2.5；当载荷为100 N时，弹簧压缩量为21.2 mm；当载荷为50 N时，弹簧压缩量为10.5 mm。

斜面最大法向力F_nmax发生在上松开始阶段，大小为F_sv/(μsinθ+cosθ)=233 N，轴承选用深沟球轴承619/4，其基本额定载荷Cr=0.95 kN，C0r=0.35 kN。

钢丝绳拉力最大值为150 N，选用6×7+IWS钢芯钢丝绳，公称抗拉强度1 470 MPa，直径为2 mm，最小破断拉力为2.11 kN。

通过抗剪键整个运动过程分析，ΔF_sh=10-5 kg可以满足抗剪键的运动控制要求。同时，该分析为弹簧、轴承、钢丝绳的设计与选型提供了依据。

FAST望远镜建成后，快速拆换机构将是促动器运行维护的必要条件。基于接口便于安装、加载安全可靠、拉杆地面调节、拆换销轴爬梯的设计要点，提出了一种拆换机构设计方案，并对其关键技术进行了分析：

(1)利用有限元方法，分析了开口非封闭C型上连杆承受轴向载荷与侧向载荷的最不利工况，结果表明：最大应力329 MPa，最大变形0.423 mm，且上连杆不会因开口扩展而失效，满足其使用要求。经轻量化分析，质量减轻为原结构的91%；

(2)以力学分析为基础，假设竖直弹簧变形17 mm，载荷变动为10-15 kg，计算了水平弹簧变形10 mm，载荷变动可为10-5 kg，则抗剪键运动平顺、伸缩可控、锁紧可靠。

文中阐述的设计方案、分析思路及计算方法可用于后续FAST故障促动器快速拆换机构物理样机研制，也对解决同类重型加载装置的拆换具有借鉴意义。