Лекция 2. Геометрические характеристики плоских сечений.

Основным объектом, изучаемым в курсе сопротивление материалов, является стержень.

Сопротивление стержня различным видам деформации часто зависит не только от его материалов и размеров, но и от очертаний оси, формы поперечных сечений и их расположения. Рассмотрим основные геометрические характеристики поперечных сечений бруса, определяющие сопротивление различным видам деформаций. Так или иначе, проститутки Киева помогают многим мужчинам познать запретное удовольствие, которое они недополучают дома.

Статические моменты площади. Центр тяжести площади.

Рассмотрим произвольную фигуру (поперечное сечение бруса), связанную с координатными осями  и  (рис. 2.1). Выделим элемент площади  с координатами , . По аналогии с выражением для момента силы относительно какой-либо оси можно составить выражения и для момента площади, которое называется моментом площади. Так, произведение элемента площади  на расстояние  от оси .

                                                (2.1)

называется статическим моментом элемента площади относительно оси .

Рис. 2.1

Аналогично:

                                                (2.2)

Просуммировав такие произведения по всей площади фигуры, получим соответственно статические моменты относительно осей  и :

;                                          (2.3)

Пусть ,  - координаты центра тяжести фигуры. Продолжая аналогию с моментами сил, на основании теоремы о моменте равнодействующей можно написать следующие выражения:

                                                   (2.4)

где  - площадь фигуры. Очевидно, что статические моменты площади относительно осей проходящих через центр тяжести (центральных осей) равны нулю.

Координаты центра тяжести:

                 .                                             (2.5)

В качестве примера вычислим статический момент треугольника (рис. 2.2) относительно оси, проходящей через основание. На расстоянии  от нее выделим элементарную площадку в виде полоски, параллельной оси . Площадь полоски

.

Учитывая, что

,

имеем

. 

Рис. 2.2 

Еще проще решить эту задачу, пользуясь формулой (2.4).

Учитывая, что

;             ,

статический момент

Для вычисления статических моментов сложной фигуры ее разбивают на простые части (рис. 2.3), для каждой из которых известна площадь  и положение центра тяжести  и . Статический момент площади всей фигуры относительно данной оси определяется как сумма статических моментов каждой части:

Рис. 2.3 

                          (2.6)

По формулам (2.5) и (2.6) легко найти координаты центра тяжести сложной фигуры:

;                                 (2.7)

---

Моменты инерции плоски фигур

Осевым, или экваториальным, моментом инерции площади фигуры называют интеграл произведений элементарных площадей на квадраты расстояний от рассматриваемой оси

                                                                 (2.8)

Рис. 2.4

Полярным моментом инерции площади фигуры относительно данной точки (полюса ) называют интеграл произведений элементарных площадей на квадраты их расстояний от полюса:

                                           (2.9)

Если через полюс проведена система взаимно перпендикулярных осей  и , то . Из выражения (2.9) имеем

          (2.10)

Отметим, что величины осевых и полярных моментов инерции всегда положительны.

Центробежным моментом инерции называют интеграл произведений площадей элементарных площадок на их расстояния от координатных осей  и :

                                      (2.11)

В зависимости от положения осей центробежный момент инерции может быть положительным или отрицательным. Очевидно, что, постепенно поворачивая оси, можно найти такое их положение, при котором центробежный момент инерции равен нулю. Такие оси называют главными осями инерции.

Две взаимно перпендикулярные оси, из которых хотя бы одна является осью симметрии фигуры, всегда будут ее главными осями инерции

Главные оси, проходящие через центр тяжести сечения, называют главными центральными осями.

---

Моменты инерций сложных сечений, моменты инерций относительно параллельных осей

В расчетной практике часто приходится вычислять моменты инерции сложных сечений относительно различных осей, лежащих в плоскости фигуры. Для стандартных поперечных сечений стержней моменты инерции относительно различных осей даны в сортаменте.

При вычислении нестандартных сложных сечений последние можно разбить на отдельные простые части, моменты которых известны. Из основного свойства интеграла суммы следует, что момент инерции сложной фигуры равен сумме моментов инерции составных ее частей.

Если в сечении есть отверстие, его обычно удобно считать частью фигуры с отрицательной площадью. 

Моменты инерций относительно параллельных осей.

Пусть известны моменты инерции фигуры относительно центральных осей  и :

; ;                         (2.12)

Требуется определить моменты инерции относительно осей, параллельных центральным (рис 2.5).

Рис. 2.5

; ; (2.13)

Координаты любой точки в новой системе  можно выразить через координаты в старых осях так:

;          

Подставим эти значения в формулы (2.13) и интегрируем почленно:

  (2.14)

    (2.15)

               (2.16)

Так как интегралы  и  равны нулю как статические моменты относительно центральных осей, то формулы (2.14) — (2.16) принимают вид

;

;                                                                                                   (2.17)

Зависимости между моментами инерции при повороте координатных осей.

Пусть известны моменты инерции произвольной фигуры (рис. 2. 6) относительно координатных осей ,:

; ;                         (2.18)

Повернем оси , на угол  против часовой стрелки, считая угол поворота осей в этом направлении положительным.

Рис. 2.6

Найдем теперь моменты инерции сечения относительно повернутых осей ,:

; ;                  (2.19)

Координаты произвольной элементарной площадки в новой системе  выражаются через координаты , прежней системы следующим образом:

                                     (2.20)

                                      (2.21)

Подставив эти выражения в (2.19) окончательно получим:

                                   (2.22)

                                   (2.23)

                                          (2.24)

Складывая почленно формулы (2.22),(2.23), находим

                                                  (2.25)

При повороте прямоугольных осей сумма моментов инерции не изменяется и равна полярному моменту инерции относительно начала координат.

---

Определение направления главных осей. Главные моменты инерции.

Наиболее практическое значение имеют главные центральные оси, центробежный момент инерции относительно которых равен нулю. Будем обозначать такие оси буквами  и .

Чтобы определить положение главных центральных осей несимметричной фигуры, повернем произвольную начальную систему центральных осей , (рис 2.7) на некоторый угол  при котором центробежный момент инерции становится равным нулю:

                                                   (2.26) 

Рис. 2.7

Согласно формулы (2.24)

,                (2.27)

откуда

.                                            (2.28)

Полученные из формулы (2.28) два значения угла  отличаются друг от друга на 90° и дают положение главных осей. Как легко видеть, меньший из этих углов по абсолютной величине не превышает π/4. В дальнейшем будем пользоваться только меньшим углом. Проведенную под этим углом главную ось будем обозначать буквой . На рис (2.8) приведены некоторые примеры обозначения главных осей в соответствии с указанным правилом. Начальные оси обозначаются буквами  и .

Рис. 2.8 

Значения главных моментов инерции можно определить из следующих выражений:

;             (2.29)

,              (2.30)

Причем верхние знаки следует брать при >, а нижние – при <.

---

Понятие о радиусе инерции

Момент инерции фигуры относительно какой-либо оси можно представить в виде произведения площади фигуры на квадрат некоторой величины, называемой радиусом инерции.

                                           (2.31)

где  - радиус инерции относительно оси .

Из выражения (2.31) следует, что

                                                                     (2.32)

Аналогично радиус инерции площади сечения относительно оси

                                                                     (2.33)

Главным центральным осям инерции соответствуют главные радиусы инерции

                                                               (2.34)

Лекция 4. Теории прочности. Чистый сдвиг

Лекция 4. Теории прочности. Чистый сдвиг{jcomments on}

Теории прочности.

Важнейшей задачей инженерного расчета является оценка прочности элемента конструкции по известному напряженному состоянию. Для простых видов деформаций, в частности для одноосных напряженных состояний, определение значений опасных напряжений не представляет особых трудностей. Вспомним, что под опасными напряжениями понимают напряжения, соответствующие началу разрушения (при хрупком состоянии материала) или появлению остаточных деформаций (в случае пластического состояния материала):

 или

По опасным напряжениям устанавливают допускаемые напряжения, обеспечивающие определенный запас против наступления предельного состояния.

При сложном напряженном состоянии, как показывают опыты, опасное состояние может иметь место при различных значениях главных напряжений , ,  в зависимости от соотношений между ними. В этом случае вводят гипотезу о преимущественном влиянии на прочность материала того или иного фактора. Предельное значение фактора, определяющего прочность, находят на основании простых опытов (на растяжение, сжатие, кручение).

Выбранная указанным образом гипотеза называется механической теорией прочности.

Рассмотрим классические теории прочности.

Первая теория прочности (критерий наибольших нормальных напряжений).

Согласно этой теории, преимущественное влияние на прочность оказывает величина наибольшего нормального напряжения.

Критерий наибольших нормальных напряжений из трех главных напряжений учитывает только одно — наибольшее, полагая, что два других не влияют на прочность.

Условие прочности согласно первой теории прочности следующее:

 или ,                               (4.1)

где  - допускаемое напряжение при растяжении,  - допускаемое напряжение при сжатии.

Данная теория дает удовлетворительные результаты лишь для весьма хрупких материалов (камень, керамика, инструментальные стали и т. п.).

Вторая теория прочности (критерий наибольших линейных деформаций).

Данная теория предполагает, что нарушение прочности в общем случае напряженного состояния наступает тогда, когда наибольшая линейная деформация  достигает своего максимального значения.

Условие прочности согласно второй теории прочности принимает следующий вид:

,

или

                            (4.2)

Опытная проверка этой теории указывает на удовлетворительные результаты лишь для хрупкого состояния материала (легированный чугун, высокопрочные стали после низкого отпуска).

Третья теория прочности (критерий наибольших касательных напряжений).

Согласно этой теории предполагается, что предельное состояние в общем случае наступает тогда, когда наибольшее касательное напряжение  достигает опасного значения

Условие прочности согласно третьей теории прочности принимает следующий вид:                                         

Третья теория прочности хорошо подтверждается опытами для материалов, одинаково работающих на растяжение и на сжатие.

Четвертая теория прочности (критерий удельной потенциальной энергии формоизменения).

Согласно этой теории, опасное состояние (текучесть) в общем случае наступает тогда, когда удельная потенциальная энергия формоизменения достигает своего предельного значения.

Условие прочности согласно четвертой теории прочности принимает следующий вид:                              

       (4.4)

Опыты хорошо подтверждают четвертую теорию прочности для пластичных материалов, одинаково работающих на растяжение и на сжатие.

Если на брус действуют две равные силы , весьма близко расположенные друг к другу, перпендикулярные к оси бруса и направленные в противоположные стороны, как это бывает при разрезании прутков ножницами (рис. 4.1, а), то при достаточной величине сил происходит срез.

Рис. 4.1

Левая часть тела отделяется от правой по некоторому сечению . Деформация, предшествующая срезу, которая заключается в перекашивании прямых углов элементарного параллелепипеда, называется сдвигом. На рис. 4.1, б показан сдвиг, происходящий в параллелепипеде до среза; прямоугольник  превращается в параллелограмм . Величина , на которую сечение  сдвинулось относительно соседнего сечения , называется абсолютным сдвигом. Угол , на который изменяются прямые углы параллелепипеда, называется относительным сдвигом.

С учетом малости деформаций угол  можно определить следующим образом:

                                          (4.5)

Очевидно, что в сечении  из шести внутренних силовых факторов будет возникать только поперечная сила , равная силе

                                                         (4.6)

Принимая, что касательные напряжения равномерно распределены по площади поперечного сечения , их значения можно определить по формуле

                                                         (4.7)

Допущение о равномерности распределения касательных напряжений по сечению весьма условно. Однако это допущение во многих случаях себя оправдывает и поэтому в инженерной практике им широко пользуются при расчете болтов, заклепочных соединений, шпонок, сварных соединений и других деталей.

При расчете ряда элементов конструкций встречается частный случай плоского напряженного состояния, когда на четырех гранях прямоугольного элемента действуют только касательные напряжения (рис 4.2). Такое напряженное состояние называется чистым сдвигом. 

Воспользуемся построением круга напряжений для определения величины и направления главных напряжений.

Рис. 4.2 

Поскольку в данном случае

, а ,

находим, что главные площадки в данном случае наклонены к граням элемента под углом 45°, а главные напряжения равны

;          ;        .                                        (4.8)

Проверим прочность элемента, испытывающего деформацию чистого сдвига.

Условие прочности составим по второй, третьей и четвертой теориям прочности:

а) по второй теории:

Подставляя значения главных напряжений, находим

                                                      (4.9)

Правая часть выражения представляет собой допускаемое напряжение при чистом сдвиге:

                                                    (4.10)

Для металлов . Следовательно, по второй теории прочности

;                                  (4.11)

б) по третьей теории:

Подставляя значения главных напряжений, находим

.                                                    (4.12)

Т.е допускаемое напряжение при сдвиге по третьей теории

.                                                 (4.13)

б) по четвертой теории:

Подставляя значения главных напряжений, находим

.                                                         (4.14)

Следовательно, по четвертой теории прочности

                                     (4.15)

Полученные величины допускаемых напряжений применяют также при расчетах на прочность деталей, испытывающих деформацию среза. Для пластичных материалов наиболее подходит формула (4.15). Например, для стали марки Ст3 допускаемое напряжение на растяжение и сжатие МПа. Тогда

.

Условие прочности на сдвиг (срез) может быть записано в обычном виде:

.                                     (4.16)

В качестве примера рассмотрим расчет болтового соединения, приведенного на рис. 4.3.

Рис. 4.3

Силы  стремятся сдвинуть листы относительно друг друга. Этому препятствует болт, на который со стороны каждого листа передаются распределенные по контактной поверхности силы, равнодействующие которых равны . Усилия стремятся срезать болт в плоскости раздела листов , так как в этом сечении действует максимальная поперечная сила . Считая, что касательные напряжения распределены равномерно, получим

                                          (4.17)

Таким образом, условие прочности болта на срез принимает вид

                                                      (4.18)

Отсюда можно найти диаметр болта:

                                                   (4.19)

При расчете болтовых, заклепочных и других соединений следует учитывать, что нагрузки, приложенные к элементам соединений, помимо среза вызывают смятие контактирующих поверхностей. Под смятием понимают пластическую деформацию, возникающую на поверхностях контакта

Максимальное напряжение смятия на цилиндрических поверхностях

,

где  представляет собой площадь проекции поверхности контакта на диаметральную плоскость (рис.4.3)

                                                   (4.20)

Условие прочности на смятие имеет вид:

                                  (4.21)

Допускаемые напряжения на смятие устанавливают опытным путем и принимают равным .

На основании зависимости (4.21) получим

                                                (4.22)

Чтобы были удовлетворены условия прочности на срез и на смятие, из двух найденных диаметров следует взять больший, округлив его до стандартного значения. 

На срез принято рассчитывать и некоторые сварные соединения.

Рис. 4.4

Если не учитывать наплывы, то в разрезе угловой шов имеет форму равнобедренного прямоугольного треугольника (рис. 4.4, а). Разрушение шва будет происходить по его минимальному сечению (рис. 4.4, б), высота которого

Для нахлесточного соединения в расчет вводят оба шва. Запишем условие прочности шва:

,                                (4.23)

где  - расчетная длина торцевого шва;

 - допускаемое напряжение для сварных соединений.

Поскольку в начале и в конце шва из-за непровара качество ухудшается, действительную его длину увеличивают по сравнению с расчетной на 10 см. ,

где  - действительная длина шва (на рис. 4.4, б )

Для определения зависимости между нагрузкой и деформацией при сдвиге проводят испытания материала на кручение. При данном испытании строится диаграмма сдвига  (график зависимости между касательным напряжением и относительным сдвигом). Более подробное описание испытания на кручение образцов цилиндрической формы приведено в методических указаниях к лабораторным работам    

Для пластичных материалов диаграмма сдвига аналогична диаграмме растяжения (рис. 4.5).

Рис. 4.5

При рассмотрении деформации образца в пределах упругости видна линейная зависимость между относительным сдвигом  и касательным напряжением.

                                                        (4.24)

где  - коэффициент пропорциональности, который называется модулем упругости при сдвиге или модулем упругости второго рода.

Зависимость (4.24) выражает закон Гука при сдвиге.

Между величинами модуля продольной упругости  и модуля упругости при сдвиге  для одного и того же материала существует зависимость

                                                (4.25)

При значении коэффициента Пуассона  получим, что

Запишем выражение для перемещения одной грани относительно другой (абсолютного сдвига (рис. 4.1)) при чистом сдвиге. Обозначая площадь грани , равнодействующую сдвигающую силу  и расстояние между сдвигаемыми гранями  (рис. 4.1), получим

                                                   (4.26)

Формула (4.26) выражает закон Гука для абсолютного сдвига.

Лекция 3. Основы теории напряженного состояния.

Лекция 3. Основы теории напряженного состояния.{jcomments on}

Напряжения в точке.

Если мысленно вырезать вокруг какой-нибудь точки тела элемент в виде бесконечного малого кубика, то по его граням в общем случае будут действовать напряжения, представленные на рис. 3.1.

Совокупность нормальных и касательных напряжений, действующих по всем площадкам (сечениям), содержащим какую-либо точку называют напряженным состоянием тела в данной точке

Рис. 3.1

Таким образом, на гранях элементарного параллелепипеда, выделенного в окрестности точки нагруженного тела, действуют девять компонентов напряжения. Запишем их в виде следующей квадратной матрицы:

,

где в первой, второй и третьей строках расположены составляющие напряжений соответственно на площадках, перпендикулярных к осям , , . Эта совокупность напряжений называется тензором напряжений.

Закон парности касательных напряжений. Главные площадки и главные напряжения.

Составим уравнение моментов всех сил, приложенных к элементарному параллелепипеду относительно оси . (рис. 3.1.).

Силы, параллельные этой оси и пересекающие ее, в уравнение не войдут. Моменты сил  на двух гранях, перпендикулярных оси , уравновешиваются, равно как и моменты сил  на верхней и нижней гранях элемента. Таким образом, получаем:

Отсюда следует, что .

Аналогично из двух других уравнений находим:

Итак, имеем равенства

                             ,                                                (3.1)

называемые законом парности касательных напряжений

Закон парности касательных напряжений — касательные напряжения на двух любых, но взаимно перпендикулярных площадках, направленные перпендикулярно к линии пересечения площадок, равны по величине. При этом они стремятся повернуть элемент в разные стороны.

При изменении ориентации граней выделенного элемента меняются также действующие на его гранях напряжения. Можно провести такие площадки, на которых касательные напряжения равны нулю. Площадки, на которых касательные напряжения равны нулю, называются главными площадками, а нормальные напряжения на этих площадках — главными напряжениями.

Можно доказать, что в каждой точке напряженного тела существует три главные взаимно перпендикулярные площадки.

Главные напряжения обозначают , , . При этом индексы следует расставлять так, чтобы выполнялось неравенство 

>>.

Если отличны от нуля все три главных напряжения, то напряженное состояние называется трехосным или объемным (рис.3.2, а).

Если равно нулю одно из главных напряжения, то напряженное состояние называется двухосным или плоским (рис.3.2, б).

Если равно нулю два главных напряжения, то напряженное состояние называется одноосным или линейным (рис.3.2, в).

Рис. 3.2

---

Плоское напряженное состояние.

При исследовании напряженного состояния элементов конструкций наиболее часто приходится иметь дело с плоским напряженным состоянием. Оно встречается при кручении, изгибе и сложном сопротивлении. Поэтому на нем мы остановимся несколько подробнее.

Рассмотрим элемент, грани которого являются главными площадками. 

Рис. 3.3

По ним действуют положительные напряжения  и , а третье главное напряжение  (направление  перпендикулярно к плоскости чертежа).

Проведем сечение I — I, которое определит площадку (), характеризуемую положительным углом . Напряжения  и  по этой площадке будут определяться по формулам:

                         (3.2)

                                          (3.3)

Сжимающие главные напряжения подставляют в эти формулы со знаком «минус», а угол  отсчитывают от алгебраически большего главного напряжения.

Проведем сечение II — II, которое определит площадку , перпендикулярную площадке . Нормаль  к ней образует с направлением  угол

.

Подставив в формулы (3.2) и (3.3) значения угла , будем иметь

;                       (3.4)

.                                     (3.5)

Совокупность формул (3.2) — (3.5) дает возможность находить напряжения по любым взаимно перпендикулярным наклонным площадкам, если известны главные напряжения.

Складывая равенства (3.2) и (3.4), обнаруживаем, что

,                                             (3.6)

т. е. сумма нормальных напряжений по двум взаимно перпендикулярным площадкам не зависит от угла наклона этих площадок и равна сумме главных напряжений.

Из формул (3.3) и (3.5) видим, что касательные напряжения достигают наибольшей величины при , т. е. по площадкам, наклоненным к главным площадкам под углом , причем

.                                                  (3.7)

Сравнивая формулы (3.3) и (3.5), находим, что

                                                       (3.8)

Это равенство выражает закон парности касательных напряжений.

Проведем теперь еще два сечения (рис. 3.3): Сечение ІІІ — ІІІ, параллельное І — І, и сечение ІV – ІV, параллельное ІІ — ІІ. Элемент , выделенный четырьмя сечениями из элемента  (рис. 3.4, а), будет иметь вид, показанный на рис 3.4, б. Оба элемента определяют одно и то же напряженное состояние, но элемент  представляет его главными напряжениями, а элемент  - напряжениями на наклонных площадках.

Рис. 3.4

В теории напряженного состояния можно разграничить две основные задачи.

Прямая задача. В точке известны положения главных площадок и соответствующие им главные напряжения; требуется найти нормальные и касательные напряжения по площадкам, наклоненным под заданным углом  к главным.

Обратная задача. В точке известны нормальные и касательные напряжения, действующие в двух взаимно перпендикулярных площадках; требуется найти главные направления и главные напряжения. Обе задачи можно решать как аналитически, так и графически.

Аналитическое решение прямой задачи дается формулами (3.2) — (3.5).

Проанализируем напряженное состояние, воспользовавшись простым графическим построением. Для этого введем в рассмотрение геометрическую плоскость и отнесем ее к прямоугольным координатным осям  и . Порядок расчета опишем на примере напряженного состояния, изображенного на рис. 3.5, а.

Выбрав для напряжений некоторый масштаб, откладываем на оси абсцисс (рис 3.5, б) отрезки

На  как на диаметре строим окружность с центром в точке . Построенный круг носит название круга напряжений или круга Мора.

Рис. 3.5 

Координаты точек круга соответствуют нормальным и касательным напряжениям на различных площадках. Так, для определения напряжения на площадке, проведенной под углом  (рис. 3.5, а) из центра круга  (рис 3.5, б) проводим луч под углом  до пересечения с окружностью в точке  (положительные углы откладываем против часовой стрелки). Абсцисса точки (отрезок ) равна нормальному напряжению , а ордината ее (отрезок ) — касательному напряжению .

Напряжение на площадке, перпендикулярной к рассмотренной, найдем, проведя луч под углом  и получив в пересечении с окружностью точку . Очевидно, ордината точки  соответствует касательному напряжению , а абсцисса точки  - нормальному напряжению .

Проведя из точки  линию, параллельную  (в нашем случае горизонталь), до пересечения с кругом, найдем полюс — точку . Линия, соединяющая полюс с любой точкой круга, параллельна направлению нормального напряжения на площадке, которой эта точка соответствует. Так, например, линия  параллельна главному напряжению . Очевидно, что линия  параллельна направлению главного напряжения .

---

Обратная задача в плоском напряженном состоянии.

При практических расчетах обычно определяют нормальные и касательные напряжения на некоторых двух взаимно перпендикулярных площадках. Пусть, например, известны напряжения , , ,  (рис. 3.6, а). По этим данным требуется определить величины главных напряжений и положение главных площадок.

Сначала решим эту задачу графически. Примем, что >, а >.

В геометрической плоскости в системе координат  нанесем точку , с координатами ,  и точку  с координатами ,(рис. 3.6, б). Соединив точки  и , находим центр круга — точку  - и радиусом  проводим окружность. Абсциссы точек ее пересечения с осью  - отрезки  и  - дадут соответственно величины главных напряжений  и .

Для определения положения главных площадок найдем полюс и воспользуемся его свойством. Проведем из точки  линию параллельно линии действия напряжения , т. е. горизонталь. Точка  пересечения этой линии с окружностью и является полюсом. Соединяя полюс  с точками  и , получим направления главных напряжений. Главные площадки перпендикулярны к найденным направлениям главных напряжений.

Рис. 3.6

Используем построенный круг для получения аналитических выражений главных напряжений  и :

                   (3.9)

                                           (3.10)

Формула (3.10) определяет единственное значение угла , на который нужно повернуть нормаль , чтобы получить направление алгебраически большего главного напряжения. Отрицательному значению  соответствует поворот по часовой стрелке.

Если одно из главных напряжений окажется отрицательным, а другое положительным, то их следует обозначать  и . Если оба главных напряжения окажутся отрицательными, то их следует обозначать  и .

Лекция 5. Кручение. Кручение бруса некруглого сечения.

Лекция 5. Кручение. Кручение бруса некруглого сечения.

Кручение прямого круглого бруса.

Деформация кручения вызывается парами сил, плоскости действия которых перпендикулярны к оси стержня. Поэтому при кручении в произвольном поперечном сечении стержня из шести внутренних силовых факторов возникает только один — крутящий момент . Как показывают опыты, поперечные сечения при кручении поворачиваются одно относительно другого вокруг оси стержня, при этом длина не меняется.

Стержни, работающие на кручение, обычно называют валами.

Рассматривая кручение вала, легко установить, что под действием скручивающего момента любое сечение на расстоянии  от заделки поворачивается относительно закрепленного сечения на некоторый угол  - угол закручивания (Рис. 5.1). При этом чем больше скручивающий момент , тем больше и угол закручивания. Зависимости , называемые диаграммами кручения, полученные для образца из пластичного материала, до некоторой степени подобны диаграммам растяжения (Рис. 5.2). В дальнейшем при выводе формул для напряжений и угла закручивания нас будет интересовать участок диаграммы кручения, соответствующий работе материала в пределах пропорциональности.

Рассмотрим геометрическую картину деформации вала при кручении.

Если до деформации на поверхность вала нанести сетку, состоящую из линий, параллельных оси, и линий, представляющие собой параллельные круги, то после закручивания вала скручивающим моментом  можно заметить следующее: образующие цилиндра превращаются в винтовые линии, параллельные круги не искривляются и расстояние между ними остается неизменным, радиусы, проведенные в торцевых сечениях остаются прямыми (Рис. 5.3). Полагая, что картина, наблюдаемая на поверхности вала, сохраняется и внутри, сформулируем гипотезы, взятые в основу теории кручения круглых стержней:

1.                     Поперечные сечения, плоские и нормальные к оси вала до деформации, остаются плоскими и нормальными к той же оси и после деформации.

На основании принятых гипотез кручение круглого вала можно представить как результат сдвигов, вызванных взаимным поворотом поперечных сечений относительно друг друга. Вследствие этого в поперечных сечениях возникают только касательные напряжения, а нормальные напряжения равны нулю.

Выделим из закручиваемого вала диск радиуса  на расстоянии  от закрепленного конца, ограниченный двумя смежными сечениями  и , находящимися друг от друга на расстоянии (Рис. 5.1) и рассмотрим его отдельно (Рис. 5.4)

Проведем от точки  прямую , параллельную и соединим центр сечения  с точкой . Тогда угол , равный , будет углом поворота сечения  относительно сечения . У элемента  до поворота сечения  относительно сечения  верхняя и нижняя стороны были расположены горизонтально. После поворота стороны наклонились и приняли положение  и . Следовательно, элемент претерпел абсолютный сдвиг, равный длине дуги:

Относительный сдвиг будет равен:

Отношение  представляет относительный угол закручивания  (угол закручивания на единицу длины бруса). Тогда

                                                     (5.1)

Из этой формулы видно, что относительный сдвиг пропорционален радиусу закручиваемого цилиндрического тела.

На основании закона Гука для сдвига

                                                    (5.2)

Можно определить касательное напряжение для элементов лежащих на поверхности вала

                                              (5.3)

Учитывая предположение, что деформация элементов на поверхности вала подобна деформации элементов внутри вала, для произвольного элемента, находящегося на расстоянии  от центра поперечного сечения (рис 5.5)

                                   (5.6)

Сумма таких элементарных моментов, распределенных по всему поперечному сечению , при равновесии, наступающем после деформации, должна быть равна крутящему моменту:

                     (5.7)

Вынесем постоянные за знак интеграла, получим

                                     (5.8)

Интеграл  является полярным моментом инерции  (лекция 2, выражение (2.9)). Тогда

                                                (5.9)

Откуда относительный угол закручивания

                                                   (5.10)

Подставляя в выражение (5.5) выражение относительного угла закручивания получим

                              (5.11)

Это уравнение показывает, что напряжения в площадках сечения прямо пропорциональны их расстояниям до центра сечения.

При расчете на прочность при кручении необходимо знать максимальные напряжения для сравнения их с допускаемыми напряжениями. Очевидно, что максимальные напряжения при кручении круглого вала будут иметь точки максимально удаленные от оси вала. Т. е. точки с полярной координатой, равной радиусу сечения вала

Отношение полярного момента инерции к наибольшему радиусу сечения  называется полярным моментом сопротивления

                                                  (5.12)

Тогда условие прочности при кручении будет иметь следующий вид

                                   (5.13)

Для сплошного круглого сечения

                                             (5.14)

                              (5.15)

Помимо расчета на прочность валы рассчитывают и на жесткость, ограничивая относительный угол закручивания некоторой допускаемой величиной :

                                  (5.16)

Для определения напряжений и деформаций произвольного вала необходимо знать величину крутящих моментов на его отдельных участках.

Крутящий момент  в произвольном сечении вала равен сумме внешних моментов , расположенных по одну сторону сечения.

Крутящий момент  считается положительным, если при наблюдении с торца вдоль оси рассматриваемой части он стремится вращать сечение по часовой стрелке (рис. 5.6). 

Рассмотрим в качестве примера построение эпюры крутящих моментов для трансмиссионного вала (рис. 5.7)

Разбиваем вал на участки , , .

Проведя произвольное сечение на первом участке:

, Н·м.

Для второго участка:

, Н·м.

На третьем участке рассматриваем правую часть от сечения, в котором определяем :

, Н·м.

Построенная эпюра показывает, что хотя к валу и приложен момент  Н·м, наибольший крутящий момент в сечении равен лишь  Н·м. Эту величину и следует использовать при расчете на прочность и жесткость.

На практике часто бывают заданы не моменты, приложенные к дискам (шкивам или зубчатым колесам), а передаваемые мощности , Вт, и частота вращения вала . Запишем зависимость между этими величинами.

В старой технической литературе использовалась единица мощности — лошадиная сила (1 л. с. ≈ 736 Вт). Если передаваемая мощность равна , л. с., то

Расчет винтовых цилиндрических пружин с небольшим шагом 

Пусть имеется винтовая цилиндрическая пружина с небольшим шагом витков, изготовленная из круглой проволоки и растягиваемая осевыми силами  (рис. 5.8). Вследствие малости шага витков будем считать, что плоскости отдельных витков пружины перпендикулярны к оси пружины. Рассечем виток пружины плоскостью, проходящей через ось пружины. Удалим одну часть пружины и рассмотрим равновесие оставшейся части (рис. 5.8, б). Для равновесия необходимо приложить в центре сечения силу , параллельную оси пружины и направленную вниз, и момент , где  — средний радиус витка пружины. Так как момент  действует в плоскости сечения, то он вызывает в сечении напряжения кручения (рис. 5.8, в), максимальная величина которых на внешних волокнах равна:

,                           (5.17)

где  - диаметр поперечного сечения проволоки.

Рис. 5.8 

Сила , действующая в плоскости поперечного сечения, вызывает в нем напряжение сдвига, которое будем считать равномерно распределенным по сечению (рис. 5.8, г). Это напряжение будет равно:

                                                    (5.18)

Для определения суммарных напряжений на внешних волокнах проволоки пружины следует сложить геометрически напряжения  и . Максимальное напряжение в сечении будет в той точке периферии сечения, в которой направления напряжений  и  совпадут. Нетрудно видеть, что такой точкой будет точка А. 

В этой точке напряжение будет равно:

         (5.19)

Мы рассмотрели растяжение пружины; совершенно такой же результат получился бы при рассмотрении сжатия пружины. При расчете пружин, у которых средний радиус пружины R во много раз больше диаметра d проволоки, из которой она изготовлена, вторым слагаемым, стоящим в скобках, обычно пренебрегают. Для таких пружин формула (5.19) упрощается и принимает вид 

                                               (5.20)

При расчете пружины, помимо расчета на прочность, часто необходимо бывает определить удлинение или сжатие (осадку) пружины, т. е. ее деформацию. Эта деформация, если принимать во внимание только кручение витков, будет определяться по формуле:

                                            (5.21)

где  - средний диаметр витка пружины;

 - число витков;

В инженерной практике довольно часто кручению подвергаются стержни, имеющие не круглое, а прямоугольное, треугольное, эллиптическое и другие сечения. В этих случаях гипотеза плоских сечений неприменима, так как сечения искривляются (депланируют). Точные расчеты стержней некруглого сечения можно получить методами теории упругости. Однако поскольку в настоящем курсе нет возможности их изложить, приведем здесь только некоторые окончательные результаты. Отметим при этом, что в стержнях произвольного сечения, как и в стержнях круглого сечения, касательные напряжения при кручении направлены по касательной к контуру.

Наибольшие касательные напряжения, погонные и полные углы закручивания по аналогии с кручением стержней круглого сечения принято определять по формулам

                                                     (5.22)

                                                        (5.23)

Здесь  и  — некоторые геометрические характеристики, которые условно называют моментом инерции при кручении и моментом сопротивления при кручении, см⁴ и см³ соответственно.

Наиболее часто встречается стержни прямоугольного сечения. В этом случае распределение касательных напряжений имеет вид, показанный на рис.5.9. Наибольшие напряжения возникают у поверхности посредине длинных сторон прямоугольного сечения (в точках С и D). Определяются они по формуле (5.22), где

.                                                (5.24) 

Здесь  - длинная сторона прямоугольного поперечного сечения;

 - короткая ее сторона.

Напряжения, возникающие у поверхности сечения посредине коротких сторон (в точках А и В), меньше. Их можно выразить через  следующим образом:

                                                        (5.25)

Рис. 5.9 

Для определения относительного угла закручивания прямоугольного сечения в формуле (9.29) принимают

                                                 (5.26) 

Коэффициенты ,  и , зависящие от отношения , даны в табл. 5.1. 

Таблица 5.1          

Запишем  условия  прочности  и  жесткости для  прямоугольного сечения: 

;                                  (5.26)

;                                (5.27)