轴向受力杆件

第五章轴向受力杆件工程中有许多结构中的杆件仅承受轴向拉伸或压缩载荷。例如图5－1中起重机，其起重杆受轴向压力。这一类杆件受力的特点是杆端外力的作用线与杆的轴线重合，称为轴力杆件。建筑结构中的钢屋架，空间网架等都由细长杆件连接而成。虽然杆件的连接处采用焊接或铆接，但受载时杆件产生的弯矩只局限在节点附近区域，杆件可以近似认为是轴力杆，结构可以看作是桁架。这一章将分析轴力杆的应力、应变和变形，轴力杆的强度条件，连接件的强度条件，简单桁架的节点位移，以及拉压静不定问题。109§5－1拉压杆的应力与变形一、拉压杆的应力与变形如图5－2a和b所示，等截面杆在作用于两端的轴向拉力F作用下产生拉伸变形。从分离体的平衡条件可知，截面上的轴力FN=F（图5－2c）。那么截面上的应力是怎么分布的？是不是均匀分布？我们需要作进一步的分析。截面上应力分布与变形有关。为此，考虑变形前等间距的一系列杆段‘ab’、‘bc’，…（图5－2d），这些单元处于相同的受力条件，它们的变形也应相同。假如单元‘ab’的aa′截面变形后成为向外凸起的形状（见图5－2d），根据‘ab’单元对自身中间截面的对称性，bb′截面也应向外凸起。‘bc’单元的情况应该与‘ab’相同。可见变形后的几何协调条件被破坏。由此推断，杆件横截面在变形后仍然保持为平面，并且与轴线垂直。这一叙述在许多材料力学教材中称图5－1a图5－2b′ab′c′cbba′(d)σFFN(c)la′cac′b′bc(a)FFbΔl(b)abc′′′为平面截面假设（planecross-sectionhypothesis）。在轴向拉压问题中杆件内各点都处于单向应力状态，xσ是唯一非零的应力分量。根据平面截面的几何关系可以推断，截面上各点的轴向正应变为常数。根据单向拉伸的胡克定律可知xxEσε=可见截面上应力也为常数，即截面上的正应力为均匀分布力，所以NxFAσ=（5－1）式中A是截面面积。由于各截面的轴力都等于F，所以对于等截面杆，xσ沿轴向也是常数。由此，沿轴向的应变xε也是常数。原长为l的杆的总伸长0dlxNxxFllxlllFEEAEAσεεΔ=====∫（5－2）110上式表明拉（压）杆的总伸长量Δl与轴向力F之间呈线性关系。如果将/EAl比作弹簧系数，轴力杆件的力学行为与弹簧完全类似。二、轴力杆的应变能图5－3所示轴力杆，由于外力f与伸长δ成线性关系，假设fkδ=，力f在微伸长dδ上做功dfδ。如果昀终力达到F时的伸长为Δ，那么力F做的功为lΔΔ00Δ1ddΔ22llklΔklFlδδδ====∫∫Wf（5－3）外力做功等于图5－3的()fδ曲线下的面积。这部分功全部转换为杆的应变能，即211Δ22FlUWFlEA==⋅=（5－4）三、圣维南原理一般情况下外力将通过夹具、销钉、铆钉、焊接等方式从端部传递给杆件。式（5－1）对于外力F作用点附近的区域并不适用。在F力的作用点附近应力分布并不均匀。然而，只要作用于杆端的分布力的合力的作用线与杆的轴线重合，则可近似地用轴力杆的模型对杆件做力学分析。法国力学家圣维南（Saint-Venant）指出，作用在弹性体某一局部区域内的外力系可以用等效力系来代替，这种代替仅仅对原力系作用区域附近的应力有影响。这就是圣维南原理（Saint-Venant’sprinciple）。对轴力杆来说，外力作用于杆端的方式的不同，只会使与杆端距离不大于杆的横向尺寸的范围内的应力分布受到影响，在较远距离处应力分布不受影响。f(δ)ffFΔlW,Uδδ图5－3图5－4所示的等直矩形截面杆，F以集中力方式作用于杆件端部表面。图上给出了在距离端点h/4、h/2和h处的1－1、2－2和3－3截面上正应力的分布。在1－1截面上昀大正应力为2.575倍平均值，应力集中在力的作用点附近。随着与端点的距离增加，应力分布逐渐趋于均匀。在3－3截面上，应力已经基本上均匀分布。h1.387σ0.198σσ11FF332211h/4h/2b111例5－1图5－5a所示为一同轴变截面圆杆，所用材料的弹性模量E＝210GPa。已知轴向力F1＝25kN，F2＝45kN，F3＝65kN，长度l1＝l3＝300mm，l2＝400mm。三段圆杆直径依次为d1＝16mm，d2＝20mm，d3＝24mm。求杆的最大正应力maxσ，杆的总伸长Δ。l解：对图示的结构和载荷情况可以做如下假设：（1）集中力F1，F2，F3表示作用在A、B、C处的合力，其作用点在截面中心，方向与轴线一致。外载荷具体施加方式及对局部应力分布的影响忽略不计。（2）轴向拉压变形的平面截面假设成立，应力和应变逐段均匀分布。先利用分离体平衡条件，求各段轴向力FN，并将结果用轴力图表示(图5－5b)。三段相应的正应力为3112212510N124.34MPa0.016m4NFAσπ×===×3222222010N63.66MPa0.02m4NFAσπ−×===−×hF2.575σ0.668σσ221.027σ0.973σ33图5－4l3l2l1F3F2F1FNx25kN−20kN45kN图5－5ABDC(a)(b)3332234510N99.47MPa0.024m4NFAσπ×===×所以最大正应力在AB段，max124.34MPaσ=。杆的总伸长31122331239212333222242510N0.ΔΔΔΔ(21010Pa0.016m20100.4m4510N0.3m)0.198mm0.020m0.024mNNNFlFlFlllllEAEAEANπ××=++=++=××××××−+=23m§5－2轴力的平衡微分方程在一般情形下，杆件横截面积A(x)可以是x的函数，沿杆的轴线也可以有轴向分布载荷f(x)（图5－6）。假定此时平面截面假设仍然成立，由此可以推断同一截面上的应力仍为均匀分布，但不同截面上的应力是变化的，即112()xxσ是x的函数。公式（2－9）已给出轴力的平衡微分关系d()dNFfxx=−（2－9）由于同一截面上的应力均匀分布，因此()()()NxFxxAxσ=这里我们仍然近似地假设xσ是杆件中唯一的非零应力分量。根据单向应力的胡克定律可以将应变表示为()()()()xNxxFxxEEAxσε==根据平面截面假设，位移u仅为x的函数。根据轴线方向的应变－位移关系，我们有()d()d(Nx)FxuxxEAxε=＝（5－5）上式的积分可以得到轴向位移u（x）。对于等截面杆，A为常数。将上式微分一次，并将方程（2－9）代入，可以得到关于轴向位移u的微分方程：Fidxf(x)lf(x)F2F1FNFN+dFNx图5－622d()d11()ddNFxufxxEAxEA=＝－（5－6）当轴向力FN是x的函数时，由式（5－2）可知，长度为dx的杆段产生伸长()ddNFxxEAΔ=这段杆单元的应变能2()1d()d22NNFxUFxEA=Δ=dx（5－7）整个杆的应变能20()d2lNFxU（5－7’）xEA=∫例5－2涡轮机的叶片在涡轮旋转时受离心力作用（图5－7）。设叶片的截面积为常数A，弹性模量为E，密度为ρ，涡轮转动的角速度为ω。涡轮的变形忽略不计。试计算叶片横截面上的正应力、叶片的位移和总伸长。f(x)dx113解：1，计算横截面的应力FN(x)在距离涡轮轴心x处，取长度为dx的一段叶片，其质量为dRodmAxρ=，涡轮旋转时受到的离心力为xd*22ddFxmAxxωωρ==ωRi图5－7叶片x处的轴向分布力2d*()dFfxAxxωρ==可见离心力沿叶片轴向线性分布。根据x处截面以外分离体的平衡可知，x处的截面上的轴力为222()d*d()2ooRRNoxxA2FxFAxxRωρωρ===−∫∫x（a）该截面上的应力222()()2oxRxωρσ=−所以，最大应力在叶片根部：222max()(2io)ixRRωρσσ===−R2，计算位移和伸长根据式（5－5）232()()d()()23NoFxxuxxCRxCEAxEωρ=+=−∫+()0iuR=由边界条件可以得到322()23ioiRCRREωρ=−−22332()(33)6oioiRxxRRREωρ=−+−ux所以轴向位移2332()(23)6ooioiRRRREωρ=+−uR(b)叶片外端x=Ro处位移因为叶片根部的位移为零，所以即为叶片的总伸长Δl。()ouR总伸长也可直接从公式（5－2）来求。考虑x处的长度为dx的微段，其伸长量等于()dd(Δ)NFxxlEA=轴力由式（a）确定，所以2222332()Δd()d(2326ooiiRRNooiRRFxlxRxxRREAEEωρωρ==−=+−∫∫)oiRR结果与式（b）一致。§5－3应力集中杆件受轴向拉（压）时，在杆端力的作用点附近，应力分布一般说来是不均匀的。在离杆端较远的横截面上的应力才均匀分布。然而，杆端并不是应力不均匀分布的唯一可能场所。由于工程应用上的需要，杆件上经常开有孔、槽；由于设计的需要，圆轴的不同部位往往有不同的直径，在过渡的区域，截面直径发生突变。理论和实验都证明，在截面形状突变的部位，其应力分布不再是114σmax＝σS图5－8σ0σmaxF（b）FF（a）F（c）均匀的。以一开有小孔的受拉薄板为例（图5－8a），圆孔所在的截面处的应力分布并不是均匀的。事实上，在离小孔较远的地方应力基本上均匀分布，接近小孔时应力骤然增大（图5－8b）。这种由于杆件截面突然变化或局部不规则而引起的局部应力骤然增加现象称为应力集中（stressconcentration）。与名义应力（nominalstress）σ应力集中的程度用截面上的局部昀大应力σmax0之比来表示：max0Kσσ=（5－8）00FAσ=，A式中0为开孔处截面的净面积。K称为应力集中系数（stressconcentrationfactor）。它与截面突变处的几何形状有关。如果开的是圆孔，当板的宽度比孔的直径大得多时，小孔的应力集中系数为3。由于局部形状突变引起的应力分布问题的求解已经超出了材料力学课程的范围，必须求助于弹性理论、数值分析或实验方法来确定。由塑性材料制成的构件，当局部昀大应力达到材料的屈服极限时，那里的材料产生塑性变形。继续增加载荷时，局部的应力不再增加，所增加的载荷将由其余部分材料承担，直至整个截面都达到屈服极限。所以应力集中对静载下的构件强度的影响较小。而脆性材料制成的构件，局部的昀大应力达到强度极限时，构件即刻破坏。因此在设计脆性材料构件时必须特别关注应力集中的影响。§5－4拉压杆件的失效与强度条件一、失效、安全系数和许用应力工程结构的构件将按设计要求在各种环境下工作。当它在环境和各种形式的载荷作用下，由于过载、过度变形或由于材料的抗力或品质的下降，使构件不能正常工作时，称为失效（failure）。构件的断裂显然是失效，但失效不都是以断裂的形式发生。脆性材料的断裂是失效，塑性材料由于屈服而产生塑性变形、细长构件的超限变形或失稳、构件在交变载荷下的疲劳断裂等都是失效。这一节将讨论轴向拉（压）杆件在静力作用下的失效。因为这种构件的工作状态与实验室试件拉（压）试验的状态昀接近，构件和试件都是处于单向拉（压）应力状态，试件的实验数据可以直接为构件的设计提供依据。我们将脆性材料的强度极限σ和塑性材料的屈服极限σbs统称为极限应力（ultimatestress），用符号σo表示。极限应力是标志材料失效的一个参数，因此是材料的属性。它可以用试验来测定。在设计阶段，用力学原理分析得到的在已知载荷作用下构件各处的应力称为工作应力（workingstress）。工作应力是对载荷作用的响应，是一种载荷效应。工作应力可以用理论分析方法通过计算得到，也可以用实验应力测试的方法得到。在设计时绝对不能使工作应力等于极限应力，显然要使工作应力小于极限应力，构件才能安全使用。至于工作应力应该限制到什么程度才安全，这需要考虑许多因素。以下是115一些主要的影响因素：1，理论分析是通过对实际结构的简化和理想化建立模型的，数值计算与精确解之间也有误差。所以工作应力是对实际