材料力学复习总结Word文件下载.docx
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正负号规定：
a由横截面外法线转至斜截面的外法线，逆时针转向为正，反之为负。
J拉应力为正，压应力为负。
ra对脱离体内一点产生顺时针力矩的乙为正，反之为负。
两点结论：
（1）当a=0°
时，即横截面上，巧达到最大值，即（巧）9=6当a=90°
时，即纵截面上，巧=90°
=0。
a
（2）当a=45°
时，即与杆轴成45°
的斜截面上，乙达到最大值，即=~
1.2拉（压）杆的应变和胡克定律
（1）变形及应变
杆件受到轴向拉力时，轴向伸长，横向缩短；
受到轴向压力时，轴向缩短，横向伸长。
如图3-2。
图3-2
轴向变形A/=/1-/轴向线应变£
=学横向变形Ab=b、-b
横向线应变£
'
=孚正负号规定伸长为正，缩短为负。
b
（2）胡克定律
当应力不超过材料的比例极限时，应力与应变成正比。
即b=Ew（3-5）或用轴力及杆件的变形量表示为△/=厘（3-6）
EA
式中EA称为杆件的抗拉（压）刚度，是表征杆件抵抗拉压弹性变形能力的量。
公式（3-6）的适用条件：
（a）材料在线弹性范围内工作，即"
；
（b）在计算△/时，/长度内其N、E、A均应为常量。
如杆件上各段不同，则应分段计算，求其代数和得总变形。
即
⑶泊松比当应力不超过材料的比例极限时，横向应变与轴向应变之比的绝对值。
即v=-（3-8）
S
表1-1低碳钢拉伸过程的四个阶段
阶段
图1-5中线段
特征点
说明
弹性阶段
oab
比例极限q,弹性极限q
为应力与应变成正比的最高应力q为不产生残余变形的最高应力
屈服阶段
be
屈服极限6
6为应力变化不大而变形显著增加时的最低应力
强化阶段
ce
抗拉强度巧，
巧,为材料在断裂前所能承受的最大名义应力
局部形变阶段
ef
产生颈缩现彖到试件断裂
表1-2主要性能指标
性能
性能指标
说明
弹性性能
弹性模量E
当bWo■“时，E=—
强度性能
材料出现显著的塑性变形
抗拉强度6,
材料的最大承载能力
塑性性能
延伸率5-'
JxlOO%
材料拉断时的塑性变形程度
A—A
截面收缩率屮=人1xlOO%
材料的塑性变形程度
强度计算
许用应力材料正常工作容许采用的最高应力，由极限应力除以安全系数求得。
塑性材料["
]=仝；
脆性材料[・]=空其中厲，直称为安全系数，且大于1。
强度条件：
构件工作时的最大工作应力不得超过材料的许用应力。
对轴向拉伸（压缩）杆件
Nrt/、
<
T=—<
[（r]<
3-9）
按式（1-4）可进行强度校核、截面设计、确定许克载荷等三类强度计算。
2.1切应力互等定理
受力构件内任意一点两个相互垂直面上，切应力总是成对产生，它们的大小相等，方向同时垂直指向或者背离两截面交线，且与截面上存在正应力与否无关。
2.2纯剪切
单元体各侧面上只有切应力而无正应力的受力状态，称为纯剪切应力状态。
2.3切应变
切应力作用下，单元体两相互垂直边的直角改变量称为切应变或切应变，用厂表示。
2.4剪切胡克定律
在材料的比例极限范围内，切应力与切应变成正比，即
r=Gy（3-10）
式中G为材料的切变模量，为材料的又一弹性常数（另两个弹性常数为弹性模量E及泊松比"
），其数值由实验决定。
E
对各向同性材料,E、V.G有下列关系G=（3-11）
2（1+v）
2.5.2切应力计算公式
横截面上某一点切应力大小为°
=乎（3-12）
1P
式中Ip为该截面对圆心的极惯性矩，P为欲求的点至圆心的距离。
T
圆截面周边上的切应力为=—（3-13）
比
式中比=刍称为扭转截面系数，R为圆截面半径。
2.5.3切应力公式讨论
（1）切应力公式（3-12）和式（3-13）适用于材料在线弹性范围内、小变形时的等圆截面直杆；
对小锥度圆截面直杆以及阶梯形圆轴亦可近似应用，其误差在工程允许范围内。
（2）极惯性矩匚和扭转截面系数叱是截面几何特征量，计算公式见表3-3。
在面积不变情况下，材料离散程度高，
其值愈大；
反映出轴抵抗扭转破坏和变形的能力愈强。
因此，设计空心轴比实心轴更为合理。
表3-3
实心圆
（外径为d）
"
32
W严型
116
空心圆（外径为D,内径为d）
1-（1a4）
da=—
D
—叫F）
，16
2.5.4强度条件
（T\圆轴扭转时，全轴中最大切应力不得超过材料允许极限值，否则将发生破坏。
因此，强度条件为益，=一<
[r]
（3-14）对等圆截面直杆（3-15）式中[可为材料的许用切应力。
3.1.1中性层的曲率与弯矩的关系丄=当-（3-16）pEI.
式中，Q是变形后梁轴线的曲率半径；
E是材料的弹性模量；
厶是横截面对中性轴Z轴的惯性矩。
M
3.1.2横截面上各点弯曲正应力计算公式CT=—y（3-17）
式中，M是横截面上的弯矩；
乙的意义同上；
y是欲求正应力的点到中性轴的距离
MM
最大正应力出现在距中性轴最远点处5込=—^•ynux=—（3-18）
/.W.
式中，狀=丄称为抗弯截面系数。
对于hxb的矩形截面，IV.=-bh2；
对于直径为D的圆形截面，W.=—D\对于・心~6・32
内外径之比为a=-的环形截面，^.=—£
>
3（l-«
4）o
D32
若中性轴是横截面的对称轴，则最人拉应力与最大压应力数值相等，若不是对称轴，则最大拉应力与最大压应力数值不相等。
3.2梁的正应力强度条件
梁的最大工作应力不得超过材料的容许应力，其表达式为^=-^<
[<
7]（3-19）
对于由拉、压强度不等的材料制成的上下不对称截面梁（如T字形截面、上下不等边的工字形截面等），其强度条件应表达为
6皿=牛^儿<
匕］（3-20b）
式中，]分别是材料的容许拉应力和容许压应力；
儿,儿分别是最人拉应力点和最大压应力点距中性轴的距离。
（3-21）
3.3梁的切应力式中，Q是横截面上的剪力；
S；
是距中性轴为y的横线与外边界所围面积对中性轴的静矩；
是整个横截面对中性轴的惯性矩；
b是距中性轴为y处的横截面宽度。
3.3.1矩形截面梁
切应力方向与剪力平行，大小沿截面宽度不变，沿高度呈抛物线分布。
最大切应力发生在中性轴各点处，益
2A
3.3.2工字形截面梁
切应力主要发生在腹板部分，其合力占总剪力的95〜97%,因此截面上的剪力主要由腹板部分来承担。
切应力沿腹板高度的分布亦为二次曲线。
计算公式为T=
F
近似计算腹板上的最人切应力：
r=孚d为腹板宽度山为上下两翼缘内侧距maxdh
3.3.3圆形截面梁
横截面上同一高度各点的切应力汇交于一点，其竖直分量沿截面宽度相等，沿高度呈抛物线变化。
圆环形截面上的切应力分布与圆截面类似。
3.4切应力强度条件
（3-26）
梁的最人工作切应力不得超过材料的许用切应力，即仁=纭严斗]
式中，2远是梁上的最人切应力值；
^是中性轴一侧面积对中性轴的静矩；
〈是横截面对中性轴的惯性矩：
b是
^处截面的宽度。
对于等宽度截面，⑰號发生在中性轴上，对于宽度变化的截面，不一定发生在中性轴上。
4.2剪切的实用计算
名义切应力：
假设切应力沿剪切面是均匀分布的，则名义切应力为厂=¥
（3-27）
A
剪切强度条件：
剪切面上的工作切应力不得超过材料的许用切应力[刁,即r=y<
[r]（3-28）
5.2挤压的实用计算
名义挤压应力假设挤压应力在名义挤压面上是均匀分布的，则5疋=爼<
[碍」（3-29）
式中，表示有效挤压面积，即挤压面面积在垂直于挤压力作用线平面上的投影。
当挤压面为平面时为接触面面积,当挤压面为曲面时为设计承压接触面面积在挤压力垂直面上的投影面积。
挤压强度条件挤压面上的工作挤压应力不得超过材料的许用挤压应力%=2<
K]（3-30）
b变形计算
圆轴扭转时，任意两个横截面绕轴线相对转动而产生相对扭转角。
相距为/的两个横截面的相对扭转角为
若等截面圆轴两截面之间的扭矩为常数，则上式化为
77zJz
P=7^-gd）（4.5）
5p
图4.2
式中G/p称为圆轴的抗扭刚度。
显然，0的正负号与扭矩正负号相同。
公式（4.4）的适用条件：
（1）材料在线弹性范围内的等截面圆轴，即r<
rp：
（2）在长度/内，八G、0均为常量。
当以上参数沿轴线分段变化时，则应分段计算扭转角，然后求代数和得总
扭转角。
即0二工」一（rad）（4.6）
.=1G片
当八你沿轴线连续变化时，用式（4.4）计算0°
2,刚度条件
扭转的刚度条件圆轴最大的单位长度扭转角化込不得超过许可的单位长度扭转角0］，即
0"
务<
0]（iad/m）（4.7）
式几『号x型（。
加）（4.8）
GIP71
2,挠曲线的近似微分方程及其积分
在分析纯弯曲梁的正应力时，得到弯矩与曲率的关系丄=竺pEI
对于跨度远大于截面高度的梁，略去剪力对弯曲变形的影响，由上式可得利用平面曲线的曲率公式，并忽略高阶微量，得挠曲线的近似微分方程，即凶=巴甲（4.9）
EI
将上式积分一次得转角方程为O=c^=\^hx+C（4.10）
式中，C,D为积分常数，它们可由梁的边界条件确定。
当梁分为若干段积分时，积分常数的确定除需利用边界条件外，还需要利用连续条件。
3,梁的刚度条件
限制梁的最大挠度与最大转角不超过规定的许可数值，就得到梁的刚度条件，即
阀“＜岡，KJ®
】（4•⑵
3,轴向拉伸或压缩杆件的应变能
在线弹性范围内，由功能原理得V£
=W=^FAl当杆件的横截面面积人、轴力几为常量时，由胡克定律力胃，可得“铝＜4.14）杆单位体积内的应变能称为应变能密度，用匚表示。
线弹性范围内,
4,圆截面直杆扭转应变能
在线弹性范围内，由功能原Vr=W=^Me（p
（4.19）
2.截面几何性质的定义式列表于下:
Iy=/yc+a2A
量纲为长度的三次方。
由此可得薄板重心的坐标“为
同理有九=寸
Ss
所以形心坐标“=才，）'
c=才（I・2）
或Sy=A-zc,S.=Ayc
由式（1・2）得知，若某坐标轴通过形心轴，则图形对该轴的静矩等于零，即九=°
，G=0；
zc=0,则
5v=0；
反之，若图形对某一轴的静矩等于零，则该轴必然通过图形的形心。
静矩与所选坐标轴有关，其值可能为
正，负或零。
如一个平面图形是由几个简单平面图形岁成，称为组台;
平面图形。
设第/块分图形的面积为A,,形心坐标为九，3，则其静矩和形心坐标分别为5.SY=XAiZci（1-3）
*1=1i=l
n
SA-
S工&
J
_y_i=i
AXA
1=1
（I・4）
§
I-2惯性矩和惯性半径
惯性矩：
平面图形对某坐标轴的二次矩，如图1-4所示。
人=#也，Iz-\Ay2dA
量纲为长度的四次方，恒为正。
相应定义
为图形对y轴和对z轴的惯性半径。
组合图形的惯性矩。
设/vP为分图形的惯性矩，则总图形对同一轴惯性矩为/v=£
//.=£
/,-（1-7）若
•°
/=!
-、/=!
以p表示微面积dA到坐标原点0的距离，则定义图形对坐标原点0的极惯性矩
（I-8）因为p2=y2+z2
所以极惯性矩与（轴）惯性矩有关系Ip=Iy+1:
（I-9）
式（I・9）表明，图形对任意两个互相垂直2由的（轴）惯性矩之和，等于它对该两轴交点的极惯性矩。
下式lyz=\AyzdA（I-10）
定义为图形对一对正交轴y、z轴的惯性积。
量纲是长度的四次方。
Iyz可能为正，为负或为零。
若y,z轴中
有一根为对称轴则其惯性积为零。
平行移轴公式
由于同一平面图形对于相互平行的两对直角坐标轴的惯性矩或惯性理并不相同，如果其中一对轴是图形的形心轴（yc,zj时，如图1・7所示，可得到如下平行移轴公式
Iy^Iyc+a2A
I.=I.+b2A'
'
C
Jy:
=Iyc：
c+abA
简单证明之:
Iy=*'
d4=[Ge+«
）2=£
Zc2^+zcdA+a2^dA
其中\AzcdA为图形对形心轴yc的静矩，其值应等于零，则得同理可证（1・13）中的其它两式。
结论：
同一平面内对所有相互平行的坐标轴的惯性矩，对形心轴的最小。
在使用惯性积移轴公式时应注意a,b的正负号。
把斜截面上的总应力p分解成与斜截面垂直的正应力巧和相切的切应力-（图13.1c），则其与主应力的关系为
S=巧厂+（r2m2+<
r3n2（13.1）
JEF+bj"
+bj沪一
（13.2）
在以6为横坐标、右为纵坐标的坐标系中，由上式所确定的任意斜截面上的正应力丐和切应力匚为由三个主应力所确定的三个圆所围成区域（图13.2中阴影）中的一点。
由图13.2显见
S13.2
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