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1、受压杆件的稳定性设计,第一节 压杆稳定的概念 第二节 细长压杆的临界压力 第三节 临界应力总图 第四节 压杆的稳定性设计 第五节 提高压杆稳定性的措施 总结与讨论,第一节 压杆稳定的概念,在第三章讨论杆件轴向拉伸和压缩的强度计算中，对于受压杆件，当最大压应力达到极限应力（屈服极限或强度极限）时，会发生强度失效（出现塑性变形或破裂）。只要其最大压应力小于或等于许用应力，即满足强度条件时，杆件就能安全正常工作。然而，在实际工程中的一些细长杆件受压时，杆件可能发生突然弯曲，进而产生很大的弯曲变形而导致最后折断，而杆件的压应力却远低于屈服极限或强度极限。显然，此时杆件的失效不是由于强度不够而引起的，而
2、是与杆件在一定压力作用下突然弯曲，不能保持其原有的平衡形态有关。我们把构件在外力作用下保持其原有平衡形态的能力称为构件的稳定性（stability）。受压直杆在压力作用下保持其直线平衡形态的能力称为压杆的稳定性。可见，细长压杆的失效是由于杆件丧失稳定性而引起的，属于稳定性失效（failure by lost stability）。,工程实际中，有许多受压杆件。如汽车起重机起重臂的支承杆（图7.1），在起吊重物时，该支承杆就受到压力作用。再如，建筑工地上所使用的脚手架（图7.2），可以简化为桁架结构，其中大部分竖杆要承受压力作用。同样，机床丝杠、起重螺旋（千斤顶）、各种受压杆件在压力作用下都有可
3、能存在丧失稳定而失效的问题。,图7.1 起重机,图7.2 脚手架,1 稳定平衡的概念,深入研究构件的平衡状态，不难发现其平衡状态可能是稳定的，也可能是不稳定的。当载荷小于一定的数值时，处于平衡的构件，受到一微小的干扰力后，构件会偏离原平衡位置，而干扰力解除以后，又能恢复到原平衡状态，这种平衡称为稳定平衡。当载荷大于一定的数值时，处于平衡状态的构件受到干扰后，偏离原平衡位置，干扰力去除后，不能回到原平衡状态时，这种平衡称为不稳定平衡。而介于稳定平衡和不稳定平衡之间的临界状态称为随遇平衡。如图7-3所示。,稳定平衡 随遇平衡 不稳定平衡,图7-3 平衡形态,当压杆处于不稳定平衡状态时，在任意微小的
4、外界扰动下，都会转变为其他形式的平衡状态，这种过程称为屈曲(buckling)或失稳(lost stability)。很多情形下，屈曲将导致构件失效，这种失效称为屈曲失效(failure by buckling)。由于屈曲失效往往具有突发性，常常会产生灾难性后果，因此工程设计中需要认真加以考虑。,如20世纪初，享有盛誉的美国桥梁学家库柏（Theodore Cooper）在加拿大离魁北克城14.4公里，圣劳伦斯河上建造长548米的魁北克大桥(Quebec Bridge)，不幸的是，1907年8月29日，该桥发生稳定性破坏（图7-4），灾变发生在当日收工前15分钟，85位工人死亡，原因是在施工中悬
5、臂桁架西侧的下弦杆有二节失稳所致，成为上世纪十大工程惨剧之一。,图7-4 魁北克大桥,2 临界压力的概念,（a） （b） （c） （d） （e）,图7-5 不同载荷作用下压杆的平衡形态,现以图7.5（a）所示一端固定一端自由细长压杆来说明压杆的稳定性。若压杆为中心受压的理想直杆，即假设：杆是绝对直杆，无初曲率；压力与杆的轴线重合，无偏心；材料绝对均匀。则在压力的作用下，无论压力有多大，也没有理由往旁边弯曲。,当压力很小时，压杆能够保持平衡状态，此时加一微小侧向干扰力，杆发生轻微弯曲，在新的位置重新处于平衡状态，如图7-5（b）。若解除干扰力，则压杆重新回到原直线平衡状态，如图7-5（c），因此
6、，压杆原直线平衡状态是稳定的平衡状态。,上述由稳定平衡过渡到不稳定平衡的压力的临界值称为临界压力（或临界载荷）（critical load），用Fcr表示。显然，研究压杆稳定问题的关键是确定压杆的临界压力值。杆件失去了保持其原有直线平衡状态的能力，称为丧失稳定，简称失稳，或屈曲。,当压力逐渐增加到某一极限值，压杆仍保持其直线平衡状态，在受到一侧向干扰力后，杆发生微小弯曲，但去掉干扰力后，杆不能回到原直线平衡状态，而是在微小弯曲曲线状态下保持平衡，如图7-5（d），则压杆原平衡状态是随遇平衡状态。当压力逐渐增加超出某一极限值，压杆仍保持其直线平衡状态，在受到一侧向干扰力后，杆件离开直线平衡状态后
7、，就会一直弯曲直至杆件破坏为止，如图7-5（e），则压杆原平衡状态是不稳定平衡状态。,除压杆外，还有一些其他构件也存在稳定问题。例如圆柱形薄壳外部受到均匀压力时，壁内应力为压应力，如果外压达到临界值时，薄壳将会失去原有圆柱形平衡状态而丧失稳定，如图7-6所示。同样，板条或窄梁在最大抗弯刚度平面内弯曲时，载荷过大也会发生突然的侧弯现象，如图7-7所示。薄壁圆筒在过大的扭矩作用下发生的局部皱折，也是属于失稳问题。本章只讨论压杆的稳定问题，有关其他的稳定问题可参考有关专著。,图7-7 窄梁,图7-6 圆柱形薄壳,第二节 压杆的临界压力和临界应力,1 两端铰支细长压杆的临界压力,如图7-8所示，两端约
8、束为球铰支座的细长压杆，压杆轴线为直线，受到与轴线重合的压力作用。当压力达到临界力时，压杆将由稳定平衡状态转变为不稳定平衡状态。显然，使压杆保持在微小弯曲状态下平衡的最小压力即为临界压力。假设杆件在压力作用下发生微小弯曲变形，设杆件的弯曲刚度为EI。,图7-8 两端铰支细长压杆,图7-6 两端铰支细长压杆,选取如图所示坐标系xAw。设距原点为x距离的任意截面的挠度为w，弯矩M的绝对值为Fw。若挠度w为负时，M为正。即M与w的符号相反，于是有,将其代入挠曲线近似微分方程，得,为了求解方便，令,则有,该微分方程的通解为,式中C、D为积分常数，可通过边界条件来确定。,压杆两端约束为球铰支座，其边界条
9、件为,时，,时，,将边界条件代入通解式，可解得,则可得到,或,如果D=0，则有w0，即压杆各截面的挠度均为零，杆仍然保持直线状态，这与压杆处于微弯状态的假设前提相矛盾。因此D0 ，则只有,满足上式的kl值为,所以 ，,于是，杆件所受的压力为,由上式可以看出，使压杆保持曲线形状平衡的压力值，在理论上是多值的。但实际上，只有使杆件保持微小弯曲得最小压力才是临界压力。显然只有取n =1才有实际意义，于是可得临界压力为,（7-1）,（7-1）,上式即为两端铰支细长压杆的临界压力表达式。式中：E为弹性模量，EI为弯曲刚度，l 为压杆长度。EI 应取最小值，在材料给定的情况下，惯性矩I 应取最小值，这是因
10、为杆件总是在抗弯能力最小的纵向平面内失稳。,当n =1时，相应的挠曲线方程为,可见，压杆由直线状态的平衡过渡到曲线状态的平衡以后，轴线变成了半个正弦曲线。D为杆件中点处的挠度。,该式是由瑞士科学家欧拉 （L. Euler）于1744年提出的，故也称为两端铰支细长压杆的欧拉公式。欧拉早在18世纪，就对理想压杆在弹性范围内的稳定性进行了研究，但是，同其他科学问题一样，压杆稳定性的研究和发展与生产力发展的水平密切相关。欧拉公式面世后，在相当长的时间里之所以未被认识和重视，就是因为当时在工程与生活建造中使用的木桩、石柱都不是细长的。到1788年熟铁轧制的型材开始生产，然后出现了钢结构。有了金属结构，细
11、长杆才逐渐成为重要议题。特别是19世纪，随着铁路建设和发展而来的铁路金属桥梁的大量建造，促使人们对压杆稳定问题进行深入研究。,2 其他支承形式下的临界压力,（a） （b） （c） (d),图7-7 不同支承形式的细长压杆,从上面的推导过程可以看出，杆件压弯后的挠曲线形式与杆件两端的支承形式密切相关，积分常数是通过边界条件来确定的，不同的边界条件得到不同的结果。压杆两端的支座除铰支外，还有其他情况，工程上较常见的杆,端支承形式主要有四种，如图7-7所示。各种支承情况下压杆的临界压力公式，可以按照两端铰支形式的方式进行推导，但也可以把各种支承形式的弹性曲线与两端铰支形式下的弹性曲线进行类比来获得临
12、界力公式。,例如千斤顶的丝杆如图7-8所示，下端可简化为固定端，上端可简化为自由端。这样就可以简化为下端固定上端自由的细长压杆如图7-7（b）。假设在临界压力作用下以微小弯曲的形状保持平衡，由于固定端截面不发生转动，可以看出，其弯曲曲线与一长2l 为的两端铰支压杆的挠曲线的上半段是相符合的，也就是说，如果把挠曲线对称向下延伸一倍，就相当于如图7-7（a）所示的两端绞支细长压杆的挠曲线，所以，一端固定另一端自由，长度为的细长压杆的临界压力，等于两端铰支长为2l 的细长压杆的临界力，即,图7-8 千斤顶,（7-2）,对于图7-7（c）所示两端固定的压杆，失稳后的挠曲线形状关于杆件的中间截面对称，根
13、据杆件弯曲变形的特点，可知距离上下端点四分之一杆长处的两点为挠曲线的拐点，其弯矩为零，相当于铰链，故两端固定长为l的压杆的临界压力与一长为0.5l 的铰支压杆的临界压力相等，则有,（7-3）,而图7-7（d）所示一端固定，一端绞支的压杆，根据杆件失稳后的挠曲线形状的特点，可知距离下端点约0.3l 杆长处为挠曲线的拐点，其弯矩为零，相当于铰链，故其临界压力为,（7-4）,根据以上讨论，可将不同杆端约束细长压杆的临界压力公式统一写成,（7-5）,上式为欧拉公式的普遍形式。式中称为长度系数（coefficient of length），它表示杆端约束对临界压力的影响，不同的杆端约束形式有不同的长度系
14、数，显然杆端的约束越强，长度系数越小。几种支承情况的值列于下表。 l 表示把压杆折算成相当于两端铰支压杆时的长度，称为相当长度（effective length）。,表7-1 压杆长度系数,例7-1 如图7-11所示细长压杆，一端固定，另一端自由。已知其弹性模量E =10GPa，长度l =2m。试求h=160mm，b=90mm和 h = b =120mm两种情况下压杆的临界压力。,图7-11 例7-1图,解：（1）计算情况下的临界压力,截面对y，z 轴的惯性矩分别为,由于Iy Iz，所以压杆必然绕 y 轴弯曲失稳，应将代入计算公式（7.2）计算临界压力，根据杆端约束取=2，即,（2）计算情况下
15、的临界压力，截面对y，z 轴的惯性矩相等，均为,由计算结果来看，两种压杆的材料用量相同，但情况的临界力是情况的1.78倍，很显然，杆件合理截面形状是提高杆件稳定性的措施之一。,1 压杆的临界应力,当杆件压力达到临界压力时，将临界压力Fcr 除以压杆的横截面面积A，则可得到临界压力下的应力，称为临界应力（critical stress），用cr 表示，即,将I = Ai 2 代入临界应力公式中，则有,令,于是，临界应力可以写成如下形式,这里是与压杆的长度、约束情况、截面形状和尺寸有关的系数，称为压杆的柔度或长细比（slenderness radio），是一个无量纲的量，集中反映了杆长、约束情况、
16、截面形状和尺寸等因素对临界应力的影响。,第三节 临界应力总图,2 欧拉公式的适用范围,由临界应力的计算公式可知，随着柔度的减小，临界应力增大，当柔度很小接近于零时，临界应力会趋于无穷大，这显然是不符合实际情况的。因此，欧拉公式并不能适用于所有压杆的临界应力的计算。下面讨论欧拉公式的适用范围。,欧拉公式是利用压杆微弯时的挠曲线近似方程推导出来的，而挠曲线近似微分方程又是建立在材料服从虎克定律的基础上的。因此，只有当临界应力不超过材料的比例极限时，欧拉公式才能成立，故有,即,因此，欧拉公式的适用范围可以表达为,（7-9）,将柔度l大于或等于权限柔度lP的压杆称为大柔度杆，或细长杆。因此，只有大柔度杆才能使用欧拉公式计算其临界压力和临界应力。,由式（7.8）可以看出，极限柔度与材料的比例极限和弹性模量有关。不同的材料，的数值也不同。,令,（7-8）,lP 是当临界应力等于比例极限时所对应的柔度值，常称为极限柔度，是欧拉公式适用的最小柔度值。,
