建筑力学课件-第十一章-压杆稳定.ppt

1、建筑力学建筑力学第十一章第十一章 压杆稳定压杆稳定第十一章第十一章 压杆稳定压杆稳定【学习目标】1.理解稳定与失稳的概念；2.掌握用欧拉公式计算压杆的临界荷载与临界应力；3.了解压杆的临界应力总图；4.理解压杆稳定条件及其实用计算。11.1平衡的三种形态与压杆稳定的概念平衡的三种形态与压杆稳定的概念在前面各章中，讨论了构件的强度计算问题，现在讨论稳定问题。一、平衡的三种形态平衡的三种形态如图10-1所示的小球，小球在A、B、C三个位置虽然都可以保持平衡，但这些平衡状态却具有不同的性质1图11-1a所示小球在曲面槽内A的位置保持平衡，这时若有一微小干扰力使小球离开A的位置，则当干扰力消失后，小球

2、能自己回到原来的位置A，继续保持平衡。小球在A处的平衡状态称为稳定的平衡状态稳定的平衡状态。11.1平衡的三种形态与压杆稳定的概念平衡的三种形态与压杆稳定的概念2图11-1b所示小球在凸面上B的位置保持平衡，此时只需有一个微小的干扰力使小球离B的位置，则当干扰力消失后，小球不但不能回到原来的位置B，而且还会继续下滚。小球在B处的平衡状态称为不稳定的平不稳定的平衡状态衡状态。3图11-1c所示的小球，在平面C处平衡，若此时受微小干扰力干扰，小球从C处移到C1处，当干扰力消失后，小球既不能回到原的位置，又不会继续移动，而是在受干扰后的新位置C1处，保持了新的平衡。小球在C处的平衡状态称为临界平衡状

3、态临界平衡状态。11.1平衡的三种形态与压杆稳定的概念平衡的三种形态与压杆稳定的概念显然小球平衡状态的稳定或不稳定与曲面的形状有关。曲面由凹面变为凸面，小球的平衡状态由稳定变为不稳定。而图11-1c所示的小球受干扰后，既不能回到原来C的平衡位置，又不会继续移动，介乎于稳定的平衡状态与不稳定的平衡状态之间，但是已具有不稳定平衡状态的特点，可以认为是不稳定平衡状态的开始，称为临界状态临界状态。11.1平衡的三种形态与压杆稳定的概念平衡的三种形态与压杆稳定的概念二、压杆稳定的概念压杆稳定的概念在前面讨论受压直杆的强度问题时，认为只要满足杆受压时的强度条件，就能保证压杆的正常工作。然而，在事实上事实上

4、，这个结论只适用于短粗压杆。而细长压杆在轴向压力作用下，其破坏的形式却呈现出与强度问题截然不同的现象。11.1平衡的三种形态与压杆稳定的概念平衡的三种形态与压杆稳定的概念如图所示，一根长300mm的钢制直杆，其横截面的宽度和厚度分别为20mm和1mm，材料的抗压许用应力等于170MPa，如果按照其抗压强度计算，其抗压承载力约为3400N。但是实际上，在压力尚不到40N时，杆件就发生了明显的弯曲变形，丧失了其在直线形状下保持平衡的能力，从而导致破坏。显然，该受压杆的破坏不属于强度性质的问题，而属于即将讨论的压杆稳定的范畴。11.1平衡的三种形态与压杆稳定的概念平衡的三种形态与压杆稳定的概念一根理

5、想的中心受压杆，平衡状态也有稳定与不稳定的区别。为了说明问题，取如图11-3a所示的等直细长杆，在其两端施加轴向压力FN，使杆在直线形状下处于平衡，此时，如果给杆以微小的侧向干扰力，使杆发生微小的弯曲，然后撤去干扰力，则当杆承受的轴向压力数值不同时，其结果也截然不同。11.1平衡的三种形态与压杆稳定的概念平衡的三种形态与压杆稳定的概念1如图11-3b所示，当杆承受的轴向压力数值FN小于某一数值FNcr时，在撤去干扰力以后，杆能自动恢复到原有的直线平衡状态而保持平衡，这种原有的直线平衡状态称为稳定的平衡稳定的平衡。11.1平衡的三种形态与压杆稳定的概念平衡的三种形态与压杆稳定的概念2如图11-3

6、c所示，当杆承受的轴向压力数值FN逐渐增大到等于某一数值FNcr时，即使撤去干扰力，杆仍然处于微弯形状，不能再自动恢复到原有的直线平衡状态，但也不继续弯曲，这种原有的直线平衡状态就是临界的平衡临界的平衡。11.1平衡的三种形态与压杆稳定的概念平衡的三种形态与压杆稳定的概念3如图11-3d所示，当杆承受的轴向压力数值FN逐渐增大到超过某一数值FNcr时，撤去干扰力，杆不但不能恢复到原有的直线平衡状态，而且仍然会继续弯曲产生显著的变形，甚至发生突然破坏，这种原有的直线平衡状态就是不稳定的平衡不稳定的平衡。11.1平衡的三种形态与压杆稳定的概念平衡的三种形态与压杆稳定的概念上述现象表明，在轴向压力F

7、N从小逐渐增大的过程中，压杆由稳定的平衡转变为不稳定的平衡，这种现象称为压杆丧失稳定性丧失稳定性或者压杆失稳失稳。显然压杆是否失稳取决于轴向压力的数值，压杆由直线形状的稳定的平衡过渡到不稳定的平衡，具有临界的性质，此时所对应的轴向压力称为压杆的临界压力临界压力或临界力临界力，用FNcr表示。当压杆所受的轴向压力FN小于FNcr时，杆件就能够保持稳定的平衡，这种性能称为压杆具有稳定性稳定性；而当压杆所受的轴向压力FN等于或者大于FNcr时，杆件就不能保持稳定的平衡而失稳失稳。11.1平衡的三种形态与压杆稳定的概念平衡的三种形态与压杆稳定的概念压杆经常被应用于各种工程实际中，例如内燃机的连杆（如图

8、11-4）和液压装置的活塞杆（如图11-5），这些构件在处于图示位置时，均承受压力。虽然这些受压构件，不会受人为的干扰力作用，但是由于制造误差可能造成初始弯曲初始弯曲、轴向力不一定完全与轴线重合轴向力不一定完全与轴线重合等因素，相当于作用了干扰力。所以此时必须考虑其稳定性，以免产生压杆失稳破坏。11.2 临界力与临界应力临界力与临界应力一、细长压杆临界力计算公式一、细长压杆临界力计算公式欧拉公式欧拉公式从上面的讨论可知，压杆在临界力作用下，其直线形状的平衡将由稳定的平衡转变为不稳定的平衡，此时，即使撤去侧向干扰力，压杆仍然将保持在微弯状态下的平衡。但是，如果压力超过这个临界力，弯曲变形将明显增

9、大。所以，上面使压杆在微弯状态下保持平衡的最小的轴向压力，即为压杆的临界压力。当压杆受临界压力作用时，只要受到微小的干扰力，就不能维持原有的平衡状态，所以对受压杆件，必须将其承受的轴向压力控制在临界压力之内，才能维持原有的平衡状态而不失稳。下面介绍不同约束条件下压杆的临界力计算公式。11.2 临界力与临界应力临界力与临界应力1两端铰支细长杆的临界力计算公式欧拉公式设两端铰支长度为l的细长杆，在轴向压力FN的作用下保持微弯平衡状态，如图11-6所示。根据前面第九章的讨论结果，杆小变形时挠曲线近似微分方程为 (a)在图11-6所示的坐标系中，坐标x处横截面上的弯矩为 M(x)=FNy (b)xMd

10、xydEI2211.2 临界力与临界应力临界力与临界应力将（b）代入（a），得 (c)若令 (d)式（c）可写成 (e)此微分方程的通解为 (f)上式中的A和B 为待定常数，可由杆边界条件确定。yFdxydEIN22EIFkN20222ykdxydkxBkxAycossin11.2 临界力与临界应力临界力与临界应力边界条件为：在x=0处，y=0；在x=l处，y=0 将第一个边界条件代入（f），得：B=0 于是，式（f）改写为 (g)上式表示挠曲线为一正弦曲线。若将第二个边界条件代入式（g）则：Asinkl=0可得：A=0或sinkl=0若A=0，则由式（g）可知，y=0，表示压杆未发生弯曲，这

11、与杆产生微弯曲的前提矛盾，因此必有 sinkl=0kxAysin11.2 临界力与临界应力临界力与临界应力sinkl=0由上述条件可得：kl=n（n=0，1，2，）(h)或 将式（d）代入上式，可得 （i）(n=0,1,2,)上式表明，当压杆处于微弯平衡状态时，在理论上压力FN是多值的。由于临界力应是压杆在微弯形状下保持平衡的最小轴向压力最小轴向压力，所以在上式中取FN的最小值最小值。但若取n=0，则压力FN=0，表明杆上并无压力，这不符合上面所讨论的情况。因此，取n=1，可得临界力为 （111）2222lnk222lEInFN22lEIFNcr11.2 临界力与临界应力临界力与临界应力上式即

12、为两端铰支细长杆的临界压力两端铰支细长杆的临界压力计算公式，称为欧欧拉公式拉公式。从欧拉公式可以看出，细长压杆的临界力FNcr与压杆的弯曲刚度成正比，而与杆长l的平方成反比。应当指出，若杆两端为球铰支座球铰支座，它对端截面任何方向的转角均没有限制，此时式（11-1）中的I 应为横截面的最小惯性矩最小惯性矩。在临界力作用下，即由式（g）可得即两端铰支压杆在临界力作用下的挠曲线为半波正弦曲两端铰支压杆在临界力作用下的挠曲线为半波正弦曲线线，A为杆中点的挠度，可为任意的微小位移。22lEIFNcrlklxAysin11.2 临界力与临界应力临界力与临界应力2其它约束情况下细长压杆的临界力杆端为其它约

13、束的细长压杆，由于杆端的约束不同，其约束力、临界状态下挠曲挠曲线的形态线的形态也就不同，临界压力也就不同，但是分析方法与求解过程基本相似，所以其临界力计算公式可参考前面的方法导出，或采用类比的方法得到。关键是找出这些压杆受临界力作用时其挠曲找出这些压杆受临界力作用时其挠曲线中半波正弦曲线的长度线中半波正弦曲线的长度。11.2 临界力与临界应力临界力与临界应力经验表明，具有相同挠曲线形状的压杆，其临界力计算公式也相同。于是，可将两端铰支约束压杆的挠曲线形状取为基本情况基本情况，而将其它杆端约束条件下压杆的挠曲线形状与之进行对比，从而得到相应杆端约束条件下压杆临界力的计算公式。为此，可将欧拉公式写

14、成统一的形式 （11-2）式中l称为折算长度折算长度，表示将杆端约束条件不同的压杆计算长度l折算成两端铰支压杆的长度，称为长度系数长度系数。22lEIFNcr11.2 临界力与临界应力临界力与临界应力如图11-7所示，为一端固定一端铰支的细长压杆的挠曲线形状，其中有部分长度为0.7l的挠曲线形状，是一半波正弦曲线，即当将其原长度乘以0.7的长度系数后，就与长度为0.7l的两端铰支压杆相同。所以，一端固定一端铰支的细长压杆的长度系数等于0.7。11.2 临界力与临界应力临界力与临界应力如图11-8所示，为两端固定的细长压杆的挠曲线形状，其中有部分长度为0.5l的挠曲线形状，是一半波正弦曲线，即当

15、将其原长度乘以0.5的长度系数后，就与长度为0.5l的两端铰支压杆相同。所以，两端固定的细长压杆的长度系数等于0.5。11.2 临界力与临界应力临界力与临界应力如图11-9所示，为一端固定一端自由的细长压杆的挠曲线形状，其长度为2l的挠曲线形状，形成一半波正弦曲线，即当将其原长度乘以2的长度系数后，就与长度为2l的两端铰支压杆相同。所以，一端固定一端自由的细长压杆的长度系数等于2。为方便查用，将几种不同杆端约束情况下的长度系数长度系数值列于表111中。11.2 临界力与临界应力临界力与临界应力 例例11-1 如图11-10所示，一端固定另一端自由的细长压杆，其杆长l=2m，截面形状为矩形，b=

16、20 mm、h=45 mm，材料的弹性模量E=200GPa。试计算该压杆的临界力。若把截面改为b=h=30 mm，而保持长度不变，则该压杆的临界力又为多大？11.2 临界力与临界应力临界力与临界应力解解：（1）计算截面的惯性矩由前述可知，该压杆必在xy平面内（左右）失稳，故计算惯性矩 （2）计算临界力查表11-1得=2，因此临界力为44433100.3)122045(12mmmmhbIykNNNlEIFcr70.33701221031020028922211.2 临界力与临界应力临界力与临界应力（3）当截面改为b=h=30mm时，压杆的惯性矩为代入欧拉公式，可得 从以上两种情况分析，其横截面面

17、积相等，支承条件也相同，但是，计算得到的临界压力后者比前者大许多。可见在材料用量相同的条件下，选择恰当的截面形式可以提高细长压杆的临界力。444431075.6)1230(12mmmmbhIIzykNNNlEIFcr33.88330221075.61020028922211.2 临界力与临界应力临界力与临界应力二、欧拉公式的适用范围二、欧拉公式的适用范围1临界应力和柔度前面导出了计算压杆临界力的欧拉公式，当压杆在临界力FNcr 作用下处于直线状态的平衡时，其横截面上的压应力等于临界力FNcr 除以横截面面积A，称为临界临界应力应力，用cr表示，即将欧拉公式（112）代入上式，得若将压杆的惯性矩

18、I写成式中i为压杆横截面的惯性半径 AFNcrcrAlEIcr22AIiAiI或222lEIFNcr11.2 临界力与临界应力临界力与临界应力于是临界应力可写为 （11-3）上式为计算压杆临界应力的欧拉公式，式中称为压杆的柔度柔度（也称长细比长细比）。柔度柔度是一个无量纲的量，其大小与压杆的长度系数与压杆的长度系数、杆长、杆长l及惯性半径及惯性半径i有关有关。由于压杆的长度系数决定于压杆的支承情况，惯性半径i决定于截面的形状与尺寸，所以，从物理意义上看，柔度柔度综合地反映了压杆的长度、截面的形状与综合地反映了压杆的长度、截面的形状与尺寸以及支承情况对临界力的影响尺寸以及支承情况对临界力的影响。

19、从式（113）还可以看出，如果压杆的柔度值越大，则其临界应力越小，压杆就越容易失稳。22222ilElEicr，则令il22Ecr11.2 临界力与临界应力临界力与临界应力2欧拉公式的适用范围欧拉公式是根据挠曲线近似微分方程导出的，而应用此微分方程时，材料必须服从虎克定理。因此，欧拉公式的适用范围应当是压杆的临界应力cr不超过材料的比例极限p，即有若设P为压杆的临界应力达到材料的比例极限时的柔度为压杆的临界应力达到材料的比例极限时的柔度值值，即 （114）PcrE22PEPPE11.2 临界力与临界应力临界力与临界应力则欧拉公式的适用范围欧拉公式的适用范围为 P （115）上式表明，当压杆的柔

20、度不小于P时，才可以应用欧拉公式计算临界力或临界应力。这类压杆称为大柔度杆大柔度杆或细长杆细长杆，欧拉公式只适用于较细长的大柔度杆。从式（114）可知，P 的值取决于材料性质，不同的材料都有自己的E值和p值，所以，不同材料制成的压杆，其P也不同。例如Q235钢，p=200MPa，E=200GPa，由式（104）即可求得，P=100。11.2 临界力与临界应力临界力与临界应力三、中长杆的临界力计算三、中长杆的临界力计算经验公式、临界应力总图经验公式、临界应力总图1中长杆的临界力计算经验公式上面指出，欧拉公式只适用于较细长的大柔度杆，即临界应力不超过材料的比例极限（处于弹性稳定状态）。当临界应力超

21、过比例极限时，材料处于弹塑性阶段，此类压杆的稳定属于弹塑性稳定（非弹性稳定）问题，此时，欧拉公式不再适用。对这类压杆各国大都采用经验公式经验公式计算临界力或者临界应力，经验公式是在试验和实践资料的基础上，经过分析、归纳而得到的。各国采用的经验公式多以本国的试验为依据，因此计算不尽相同。我国比较常用的经验公式有直线公式和抛物线公式等，本书只介绍直线公式直线公式，其表达式为：cr=a b （116）式中a和b是与材料有关的常数，其单位为MPa。一些常用材料的a、b值可见表11-2。11.2 临界力与临界应力临界力与临界应力表11-2 几种常用材料的a、b值 11.2 临界力与临界应力临界力与临界应

22、力应当指出，经验公式（116）也有其适用范围，它要求临界应力不超过材料的受压极限应力。这是因为当临界应力达到材料的受压极限应力时，压杆已因为强度不足而破坏。因此，对于由塑性材料制成的压杆，其临界应力不允许超过材料的屈服应力s，即 cr=a bs 或：令：（117）得：S 式中S表示当临界应力等于材料的屈服点应力当临界应力等于材料的屈服点应力s时压杆时压杆的柔度值的柔度值。与P一样，它也是一个与材料的性质有关的常数。basbass11.2 临界力与临界应力临界力与临界应力因此，直线经验公式的适用范围直线经验公式的适用范围为 SP （118）计算时，一般把柔度值介于柔度值介于S与与P之间之间的压杆

23、称为中长杆中长杆或中柔度杆中柔度杆，而把柔度小于S的压杆称为短粗杆短粗杆或小柔度杆小柔度杆。对于柔度小于S的短粗杆或小柔度杆，其破坏则是因为材料的抗压强度不足而造成的，如果将这类压杆也按照稳定问题进行处理，则对塑性材料制成的压杆来说，可取临界应力cr=s。11.2 临界力与临界应力临界力与临界应力2临界应力总图综上所述，压杆按照其柔度的不同，可以分为三类，并分别由不同的计算公式计算其临界应力。当 P时，压杆为细长杆（大柔度杆），其临界应力用欧拉公式（113）来计算；当SP时，压杆为中长杆（中柔度杆），其临界应力用经验公式（116）来计算；cr=a bS 时，压杆为短粗杆（小柔度杆），其临界应力

24、等于杆受压时的极限应力。cr=s22Ecr11.2 临界力与临界应力临界力与临界应力如果把压杆的临界应力根据其柔度不同而分别计算的情况，用一个简图来表示，该图形就称为压杆的临界应力总图。图11-11即为某塑性材料的临界应力总图。11.2 临界力与临界应力临界力与临界应力例例112 图11-12所示为两端铰支的圆形截面受压杆，用Q235钢制成，材料的弹性模量E=200Gpa，屈服点应力s=235MPa，直径d=40mm，试分别计算下面三种情况下压杆的临界力：（1）杆长=1.2m；（2）杆长=0.8m；（3）杆长=0.5m。解解：（1）压杆两端铰支因此=1圆形截面杆的惯性半径为mmmmmdddAI

25、i01.010)440(44642411.2 临界力与临界应力临界力与临界应力（1）计算杆长l=1.2m时压杆的临界力。柔度所以是大柔度杆，应用欧拉公式计算临界力172kNN)120404.010200(42293222dEAFcrcrN11.2 临界力与临界应力临界力与临界应力（2）计算杆长l=0.8m时压杆的临界力柔度查表11-2可得：P=100，S=62。因此SP 该杆为中柔度杆，应用直线经验公式计算临界力查表11-2可得：a=304MPa,b=1.12MPa。所以8001.08.01il269kNN404.0801012.11030442662dbaAFcrcrN11.2 临界力与临界

26、应力临界力与临界应力（3）计算杆长l=0.5m时压杆的临界力柔度压杆为短粗杆（小柔度杆），其临界力为295kNN)404.010235(26AFscrN11.3 压杆的稳定计算压杆的稳定计算当压杆中的应力达到（或超过）其临界应力时，压杆会丧失稳定。所以，正常工作的压杆，其横截面上的应力应小于临界应力。在工程中，为了保证压杆具有足够的稳定性，还必须考虑一定的安全储备，这就要求横截面上的应力，不能超过压杆的临界应力的许用值cr，即 （j）cr为临界应力的许用值，其值为 （k）式中nst为稳定安全系数。crNAFstcrcrn11.3 压杆的稳定计算压杆的稳定计算稳定安全系数一般都大于强度计算时的安

27、全系数，这是因为在确定稳定安全系数时,除了应遵循确定安全系数的一般原则以外，还必须考虑实际压杆并非理想的轴向压杆这一情况。例如，在制造过程中，杆件不可避免地存在微小的弯曲（即存在初曲率）；另外，外力的作用线也不可能绝对准确地与杆件的轴线相重合（即存在初偏心）等等，这些因素都应在稳定安全系数中加以考虑。为了计算上的方便，将临界应力的许用值，写成如下形式 （l）stcrcrn11.3 压杆的稳定计算压杆的稳定计算从上面（l）式可知，值为 （m）式中 为强度计算时的许用应力，而称为折减系数，其值小于1。由式（m）可知，当一定时，取决于cr与nst。由于临界应力cr值随压杆的长细比而改变，而不同长细比

28、的压杆一般又规定不同的稳定安全系数，所以折减系数是长细比的函数。当材料一定时，值取决于长细比的值。表11-3即列出了Q235钢、16锰钢和木材的折减系数值。stcrn11.3 压杆的稳定计算压杆的稳定计算应当明白，cr与虽然都是“许用应力”，但两者却有很大的不同。只与材料有关，当材料一定时，其值为定值；而cr 除了与材料有关以外，还与压杆的长细比有关。所以，相同材料制成的不同（长细比）的压杆，其cr值是不同的。将（l）式代入（j）式，可得 （119）上式即为压杆需要满足的稳定条件。由于折减系数可按的值直接从表11-3中查到，因此，按式（119）的稳定条件进行压杆的稳定计算，十分方便。因此，该方

29、法也称为实用计算方法实用计算方法。AFAFNN或11.3 压杆的稳定计算压杆的稳定计算还应当指出，在稳定计算中，压杆的横截面面积A均采用毛截面面积均采用毛截面面积计算，即当压杆在局部有横截面削弱（如钻孔、开口等）时，可予不考虑。因为压杆的稳压杆的稳定性取决于整个杆件的弯曲刚度定性取决于整个杆件的弯曲刚度，而局部的截面削弱对整个杆件的整体刚度来说，影响甚微。但是，对截面的削弱处，应当进行强度验算。11.3 压杆的稳定计算压杆的稳定计算应用压杆的稳定条件，可以对压杆的三个方面的问题进行计算：（1）稳定校核 即已知压杆的几何尺寸、所用材料、支承条件以及承受的压力，验算是否满足公式（119）的稳定条件

30、。这类问题，一般应首先计算出压杆的长细比，根据查出相应的折减系数，再按照公式（119）进行校核。AFAFNN或11.3 压杆的稳定计算压杆的稳定计算（2）计算稳定时的许用荷载 即已知压杆的几何尺寸、所用材料及支承条件，按稳定条件计算其能够承受的许用荷载F值。这类问题，一般也要首先计算出压杆的长细比，根据查出相应的折减系数，再按照下式 进行计算。AFN11.3 压杆的稳定计算压杆的稳定计算（3）进行截面设计 即已知压杆的长度、所用材料、支承条件以及承受的压力F，按照稳定条件计算压杆所需的截面尺寸。这类问题，一般采用“试算法试算法”。这是因为在稳定条件（119）中，折减系数是根据压杆的长细比查表得

31、到的，而在压杆的截面尺寸尚未确定之前，压杆的长细比不能确定，所以也就不能确定折减系数。因此，只能采用试算法，首先假定一折减系数假定一折减系数 值值（0与1之间，一般可取为0.5左右），由稳定条件计算所需要的截面面积A，然后计算出压杆的长细比，根据压杆的长细比查表得到折减系数，再按照公式（119）验算是否满足稳定条件。如果不满足稳定条件，则应重新假定折减系数值，重复上述过程，直到满足稳定条件为止。11.3 压杆的稳定计算压杆的稳定计算例例11-3 如图11-13所示，构架由两根直径相同的圆杆构成，杆的材料为Q235钢，直径d=20mm，材料的许用应力=170MPa，已知 h=0.4m，作用力FN

32、=15kN。试在计算平面内校核二杆的稳定。11.3 压杆的稳定计算压杆的稳定计算解解：（1）计算各杆承受的压力取结点A为研究对象(图11-13b)，根据平衡条件列方程 由Fx=0，得 由Fy=0，得解得二杆承受的压力分别为：AB杆AC杆 030cos45cos00NACNABFF030sin45sin00FFFNACNABkN44.13896.0FFNABkN98.10732.0FFNAC11.3 压杆的稳定计算压杆的稳定计算（2）计算二杆的长细比：各杆的长度分别为则二杆的长细比分别为mmhlAB566.0)4.02(2mmhlAC8.0)4.02(211302.0566.0144dlilAB

33、ABAB16002.08.0144dlilACACAC11.3 压杆的稳定计算压杆的稳定计算（3）根据长细比 查折减系数（直线内插法直线内插法）得 AB=0.515，AC=0.272（4）按照稳定条件进行验算AB杆 AC杆因此，二杆都满足稳定条件，构架稳定。83MPaPa1083Pa515.0202.01044.13623ABABNAF128MPaPa10128Pa272.0202.01098.10623ACNACAF11.3 压杆的稳定计算压杆的稳定计算例例11-4 如图11-14所示支架，BD杆为正方形截面的木杆，其长度l=2m，截面边长a=0.1m，木材的许用应力 =10MPa，试从满足

34、BD杆的稳定条件考虑，计算该支架能承受的最大荷载Fmax。11.3 压杆的稳定计算压杆的稳定计算解解：（1）计算BD杆的长细比（l=2m，a=0.1m）则mmllBD31.2)232(30cos0801211.031.21121alAIlilBDBDBDBD11.3 压杆的稳定计算压杆的稳定计算（2）求BD杆能承受的最大压力根据长细 BD比查表，得BD=0.470 则BD杆能承受的最大压力为 FNBDmax=A =0.120.47010106N =47.1103N=47.1kN11.3 压杆的稳定计算压杆的稳定计算（3）根据外力FN与BD杆所承受压力之间的关系，求出该支架能承受的最大荷载。研究

35、AC的平衡（如图），可得 MA(F)=0，从而可求得因此，该支架能承受的最大荷载为0232lFlFNBDNBDFF3115.7kNkN)1.4731(31maxmaxNBDFF11.4 提高压杆稳定性的措施提高压杆稳定性的措施要提高压杆的稳定性，关键在于提高压杆的临界力或临界应力。而压杆的临界力和临界应力，与压杆的长度、横截面形状及大小、支承条件以及压杆所用材料等有关。因此，可以从以下几个方面考虑：一、合理选择材料一、合理选择材料二、选择合理的截面形状二、选择合理的截面形状三、改善约束条件、减小压杆长度三、改善约束条件、减小压杆长度11.4 提高压杆稳定性的措施提高压杆稳定性的措施一、合理选择

36、材料一、合理选择材料欧拉公式告诉我们，大柔度杆的临界应力，与材料的弹性模量成正比。所以选择弹性模量较高的材料，就可以提高大柔度杆的临界应力，也就提高了其稳定性。但是，对于钢材而言，各种钢的弹性模量大致相同，所以，选用高强度钢并不能明显提高大柔度杆的稳定性。而中、小柔度杆的临界应力则与材料的强度有关，采用高强度钢材，可以提高这类压杆抵抗失稳的能力。11.4 提高压杆稳定性的措施提高压杆稳定性的措施二、选择合理的截面形状二、选择合理的截面形状增大截面的惯性矩,可以增大截面的惯性半径,降低压杆的柔度,从而可以提高压杆的稳定性。在压杆的横截面面积相同的条件下,应尽可能使材料远离截面形心轴,以取得较大的

37、轴惯性矩，从这个角度出发，空心截面要比实心截面合理，如图11-15所示。11.4 提高压杆稳定性的措施提高压杆稳定性的措施在工程实际中，若压杆的截面是用两根槽钢组成的，则应采用如图所示的布置方式，可以取得较大的惯性矩或惯性半径。11.4 提高压杆稳定性的措施提高压杆稳定性的措施另外，由于压杆总是在柔度较大（临界力较小）的纵向平面内首先失稳，所以应注意尽可能使压杆在各个纵向平面内的柔度都相同，以充分发挥压杆的稳定承载力。11.4 提高压杆稳定性的措施提高压杆稳定性的措施三、改善约束条件、减小压杆长度三、改善约束条件、减小压杆长度根据欧拉公式可知，压杆的临界力与其计算长度的平方成反比，而压杆的计算

38、长度又与其约束条件有关。因此，改善约束条件，可以减小压杆的长度系数和计算长度，从而增大临界力。在相同条件下，从表11-1可知，自由支座最不利，铰支座次之，固定支座最有利。减小压杆长度的另一方法是在压杆的中间增加支承，把一根杆变为两根甚至几根。第十一章第十一章 压杆稳定小结压杆稳定小结1压杆的平衡可以分为稳定的平衡、不稳定的平衡以及临界平衡三种，压杆由稳定的平衡转变为不稳定的平衡。这种现象称为压杆丧失稳定性或者压杆失稳。压杆是否失稳取决于压杆承受轴向压力的数值。2细长压杆的临界压力根据欧拉公式计算，不同的约束条件采用不同的长度系数。第十一章第十一章 压杆稳定小结压杆稳定小结3根据压杆的柔度即长细比的大小，压杆可以分为大柔度杆、中柔度杆与小柔度杆。不同柔度的杆，其临界应力计算方法相应采用不同的方法。4压杆的稳定条件，采用实用计算方法。5为了提高压杆的稳定性，可以考虑合理选择材料、选择合理的截面形状、改善约束条件、减小压杆长度等方法。本章结束本章结束谢谢聆听谢谢聆听