Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:

крат курс сопромат 2

.pdf
Скачиваний:
61
Добавлен:
21.03.2016
Размер:
2.2 Mб
Скачать

3

том случае, если момент силы τ yz dx dy равен моменту силы τ zy dx dz , т. е.

τ yz dx dy dz = τ zy dx dz dy .

Аналогично могут быть записаны еще два уравнения равновесия. Тогда

получаем τ yz = τ zy , τ zx = τ xz , τ xy = τ yx .

Таким образом, на двух взаимно перпендикулярных площадках состав- ляющие касательных напряжений, перпендикулярные к общему ребру, равны и направлены обе либо к ребру, либо от ребра. Это и есть закон парности касательных напряжений, сформулированный в общем виде. Он справедлив для всех точек нагруженного тела, независимо от вида приложенных нагрузок и свойств материала. Следствием из условия парности касательных напряжений является то, что на гранях выделенного элемента (рис. 5.1, б) имеем не девять, а только шесть независимых компонентов напряжений, поскольку касательные напряжения попарно равны.

Т. о., напряженное состояние в точке определяется только 6 независимы- ми компонентами (числами) и в отличие от понятий числа, вектора (определяе- мого 3 числами) представляет собой некоторый физический объект, называе-

мый тензором напряжений в точке.

Тензору в отличие от вектора не может быть дано простое геометри- ческое толкование. Его можно представить в виде матрицы (таблицы), симметричной относительно главной диагонали, соответствующим образом упорядочив девять компонент:

~

 

 

τ xy

τ xz

 

=

σ x

 

σ

τ yx

σ y

τ yz

.

 

 

τ zx

τ zy

σ z

 

Заметим, что из условия парности касательных напряжений вытекают и условия симметрии тензора напряжений.

Главные напряжения

При изменении ориентации граней выделенного элемента меняются также и действующие на его гранях напряжения. При этом можно выделить такие площадки, на которых касательные напряжения равны нулю, а нормаль- ные напряжения принимают экстремальные значения.

Площадки, на которых касательные напряжения отсутствуют, называют-

ся главными площадками, а нормальные напряжения главными напряжения- ми.

В теории упругости доказывается, что как бы ни было загружено тело, в каждой его точке всегда можно выделить по крайней мере три главных пло- щадки, причем они взаимно перпендикулярны.

Главные напряжения условимся обозначать σ , σ , σ ; при этом должно

 

 

1

2

3

выполняться неравенство σ

> σ

> σ , которое понимается в алгебраическом

1

2

3

 

 

смысле. Например, σ = 60 МПа ;

σ = 0 ; σ = −140 МПа .

 

1

2

3

4

Напряженное состояние, в котором только одно главное напряжение отлично от нуля, а два других равны нулю, называется одноосным или линей-

ным (рис. 5.2, а).

Напряженное состояние, в котором два главных напряжения отличны от нуля, а одно равно нулю, называется двухосным или плоским (рис. 5.2, б).

Напряженное состояние, в котором все три главных напряжения отличны от нуля называется трехосным или объемным напряженным состоянием (рис. 5.2, в).

 

σ

 

σ

 

1

σ

 

 

 

 

 

 

σ1

 

 

2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

σ

аб

3

 

 

σ

σ

 

 

3

 

σ

 

 

 

1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2

 

 

 

σ 2

σ

 

 

 

 

2

σ

 

 

 

 

3

1

σ

 

 

 

3

 

в

Рис. 5.2

Кроме того, различают однородные и неоднородные напряженные состоя- ния. Напомним, что в однородном напряженном состоянии напряжения одина- ковы в каждой точке какого-либо сечения и во всех параллельных ему сече- ниях. Например, при центральном растяжении.

В более полных курсах сопротивления материалов можно познакомиться со способами определения главных напряжений.

Обобщенный закон Гука

В дальнейшем нам понадобиться для изотропного тела знание зависи- мости между напряжениями и деформациями при плоском напряженном сос- тоянии. В пределах малых деформаций эта зависимость является линейной и носит название обобщенного закона Гука.

Для того чтобы составить аналитическое выражение обобщенного закона Гука, воспользуемся принципом независимости действия сил и рассмотрим раздельно силы, возникающие на гранях элементарного параллелепипеда (рис. 5.3).

σ

 

 

 

 

 

σ

2

 

2

 

σ

 

 

σ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1

σ

1

σ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

σ

1

 

 

1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

σ

2

2

Рис. 5.3

Пусть его грани являются главными площадками. Под действием глав- ных напряжений этот элементарных кубик деформируется. Поскольку интерес

5

представляют деформации элемента, определяемые относительным смещением его точек, одно из торцевых сечений элемента можно считать неподвижным.

Вычислим значения относительных деформаций ε

, ε

22

,ε

,ε . В результате

 

 

 

 

 

 

 

11

12

21

воздействия σ имеем ε

=

σ1

,

ε

= −µε

= −µ

σ1

(рис. 5.4, а).

E

E

1

11

 

21

11

 

 

 

 

 

Здесь принята двойная индексация относительно деформаций. Первый индекс указывает направление относительной деформации, а второй причину деформации.

 

 

 

 

σ

 

ε

 

 

2

 

 

 

ε

 

21

 

 

 

σ

σ

 

22

а

1

б

 

1

 

 

 

ε

 

 

ε

 

 

 

12

 

11

 

 

σ

 

 

 

 

 

 

 

 

2

Рис. 5.4

 

Аналогично,

 

В

результате

 

воздействия

σ

 

имеем

ε

 

=

 

σ2

,

 

 

 

 

 

 

 

σ2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2

 

 

 

22

 

 

E

ε

= −µε

= −µ

 

(рис. 5.4, б).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

E

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

12

22

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Очевидно, что относительные деформации, вызванные одновременным

воздействием напряжений σ

и

 

σ , на основании принципа независимости

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1

 

2

 

 

 

 

 

σ1

 

 

σ2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

действия

сил

будут

равны

 

ε

= ε

 

+ ε

=

 

µ

=

1

(σ1 µ σ

 

) ,

 

и

 

11

E

E

 

2

 

 

 

 

 

σ1

 

σ2

 

 

 

 

1

 

 

12

 

 

 

E

 

 

 

 

 

ε = ε + ε = −µ

+

=

1

(σ

 

µ σ

 

) .

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

E

E

2

1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2

21

22

 

E

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Аналогичные формулы можно получить и для случая, когда грани элементарного параллелепипеда не совпадают с главными площадками (т. е. когда по этим граням, кроме нормальных напряжений, действуют также и касательные). Это связано с тем, что касательные напряжения не вызывают удлинения ребер параллелепипеда, а вызывают лишь изменения прямых углов между его гранями

ε =

1

(σ x µ σ y ) , ε =

1

(σ y µ σ x ) .

E

E

x

y

 

Чистый сдвиг

Чистым сдвигом называется такой случай плоского напряженного сос- тояния, при котором в окрестностях данной точки k (рис. 5.5, а) можно выделить элементарный параллелепипед, по боковым граням которого действуют только касательные напряжения.

6

Посмотрим, как при чистом сдвиге изменяются напряжения в зависи- мости от ориентации секущих площадок. Для этого из элементарного кубика, находящегося в состоянии чистого сдвига, выделим трехгранную призму АВС

(рис. 5.5, б).

 

τ

площадка

 

τ

 

 

чистого сдвига

 

 

 

 

 

 

 

 

C

 

 

B

 

 

 

 

 

τ

 

τ

 

 

τ

k

α

 

α

 

 

 

 

 

 

n

σα

τα

A

 

τ

 

 

 

 

 

t

 

а

 

 

б

 

 

 

Рис. 5.5

 

 

 

На гранях АВ и ВС, по условию, действуют касательные напряжения

τ .

На грани АС в зависимости от

угла

α

возможно возникновение

как

нормальных так и касательных напряжений (рис. 5.5, б).

 

С учетом AB = AC cosα и BC = AC sinα , условия равновесия дают:

 

F = 0 ,

σα AC τ BC cosα τ AB sinα = 0 или σα = τ sin 2α ,

 

n

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

F = 0 ,

τα AC +τ BC sinα τ AB cosα = 0 или τα = τ cos 2α .

 

t

 

 

 

 

 

π

 

 

 

 

 

Отсюда видно, что σ max = ±τ

при

α = ±

 

(τ

 

= 0 , это главные площад-

 

 

 

 

 

 

α

 

4

 

 

α

 

 

ки), τ max

= τ при α = 0 (σ

α

= 0 , грань АВ).

 

 

 

 

 

 

 

α

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Следовательно, касательные

напряжения, действующие по боковым

граням параллелепипеда, являются экстремальными, а эти грани являются площадками сдвига и образуют с главными площадками углы, равные 45O .

Площадки сдвига отличаются от аналогичных площадок в общем случае напряженного состояния тем, что на них не действуют нормальные напряже- ния. В связи с этим их называют площадками чистого сдвига.

Заметим, что при чистом сдвиге, главные напряжения и экстремальные касательные напряжения по абсолютной величине равны друг другу σ1 =τ ,

σ 2 = 0 , σ3 = −τ (рис. 5.6, а).

Таким образом, чистый сдвиг может быть представлен как одновремен- ное растяжение и сжатие по двум взаимно перпендикулярным направлениям.

При чистом сдвиге полное напряжение p по любой площадке равно p = σα2 +τα2 = τ .

Деформации при сдвиге

В состоянии чистого сдвига (рис. 5.6, б) длины ребер элементарного параллелепипеда не изменяются, а изменяются лишь углы между боковыми

7

гранями: первоначально прямые углы становятся равными (90O + γ ) и ( 90O γ ). Каждая из граней параллелепипеда при деформации чистого сдвига перемещается относительно противоположной грани на величину BB1 , назы-

ваемую абсолютным сдвигом (рис. 5.6, б).

Отношение абсолютного сдвига к расстоянию между противоположными гранями BC называется относительным сдвигом, при малых деформациях оно равно величине угла сдвига γ изменения первоначально прямых углов между

боковыми гранями параллелепипеда:

BB1

= tgγ γ .

 

 

 

 

 

 

 

 

 

BC

 

 

 

 

 

 

 

τ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

σ3

σ

= τ

 

A

 

τ

B

B

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1

 

 

 

 

1

 

 

 

 

 

 

τ

 

 

 

 

 

 

 

90O + γ

τ

 

Чистый сдвиг

 

τ

 

τ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

σ1

 

 

 

 

γ

 

 

 

γ

 

 

σ

= τ

 

 

 

 

 

 

 

 

90

O

γ

C

 

 

 

 

 

 

 

 

45O

 

3

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

τ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

а

 

 

 

 

 

б

 

 

 

 

 

 

Рис. 5.6

 

 

 

 

Закон Гука при сдвиге

Величина γ , как показывает опыт, прямо пропорциональна величине касательных напряжений. Эта зависимость между γ и τ , называемая законом Гука при сдвиге, выражается в виде γ =τG или τ = γ G .

Коэффициент пропорциональности G называется модулем сдвига, или

модулем упругости второго рода.

Модуль сдвига является физической постоянной материала, характери- зующей его жесткость (т. е. способность сопротивляться упругим деформа- циям) при сдвиге, и может быть выражен через две независимые харак-

теристики материала E и µ . Получим эту зависимость.

 

На рис. 5.7, а

показан

квадратный элемент ABCD ,

находящийся в

состоянии чистого

сдвига

(σ1 =τ , σ 2 = 0 , σ3 = −τ ).

Относительную

деформацию его диагонали BD , каждая частица которой находится в плоском напряженном состоянии (рис. 5.7, б), можно записать в виде

ε = ε + ε =

σ1

µ

σ3

=

1

(σ1 µ σ

 

) =

1

(τ µ (τ )) =

τ (1+ µ) .

E

 

 

3

 

1

11 13

 

E

E

 

E

E

 

С другой стороны γ =

BB1

, и чтобы правый конец диагонали BD (точка

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

BC

 

 

 

 

 

B )

совместить с его конечным положением (точка B ),

надо диагональ BD

1

8

растянуть на величину BB и повернуть по часовой стрелке по касательной

 

 

2

B B

к радиусу DB (рис. 5.7, а). Напомним, что при малых деформациях,

2

1

2

перемещение по дуге окружности принято для линеаризации задачи заменять перемещением по касательной. В этом случае

ε

=

BB2 =

 

 

1

 

 

 

=

1

1 = γ .

 

 

 

 

 

 

 

 

 

BB

cos 45O

 

BB

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1

 

BD

 

 

 

BC

 

 

 

 

BC

2

 

2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Сравнивая оба полученных выражения для ε , получим

τ

 

 

 

 

γ

 

 

 

 

 

 

E

 

 

 

 

 

 

1

 

 

 

 

(1+ µ) =

или τ =

 

 

 

 

γ

или τ = G γ , где G =

 

E

.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

E

 

 

 

2

 

 

 

 

2 (1+ µ)

 

 

2

(1+ µ)

 

 

 

 

 

 

A

 

τ

 

 

B

 

 

B2

 

45O

 

 

σ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

B

 

 

 

 

 

 

 

 

 

σ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1

σ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3

 

 

 

σ

 

τ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

τ

 

 

 

 

 

 

 

 

1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1

 

 

 

 

 

 

 

σ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

σ1

 

 

 

 

 

 

 

γ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1

 

 

 

 

D

 

45O

σ 3

 

C

 

 

 

 

σ 3

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

τ

 

 

 

 

а

 

 

 

 

б

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 5.7

Вопросы для самопроверки

1.Что из себя представляет напряженное состояние в точке?

2.Каково правило знаков для нормальных и касательных напряжений?

3.Дайте определение закону парности касательных напряжений.

4.Что представляют собой главные напряжения и главные площадки?

5.Сколько главных площадок можно выделить в каждой точке напряженного тела, и как они расположены относительно друг друга?

6.Какое напряженное состояние называется пространственным (трехосным), плоским (двухосным) и линейным (одноосным)?

7.Какое напряженное состояние называется однородным?

8.Запишите обобщенный закон Гука для плоского напряженного состояния.

9.На основе какого допущения, принятого в курсе сопротивления материалов, составлено выражение для обобщенного закона Гука?

10.Какой случай плоского напряженного состояния называется чистым сдви- гом?

11.Запишите закон Гука при чистом сдвиге.

12.Какие площадки называются площадками чистого сдвига?

13.Как модуль сдвига G выражается через две независимые характеристики материала E и ?

1

Лекция № 6

Геометрические характеристики плоских сечений

Основные понятия

При решении задач, связанных с различными видами деформаций (например, растяжение, кручение, изгиб) возникает необходимость оперировать некоторыми геометрическими характеристиками поперечных сечений бруса.

Остановимся более подробно на них. Возьмем некоторое поперечное сечение площадью A и свяжем его с системой координат xoy (рис. 6.1).

y

 

A

dA

y

ρ

 

 

x

o

x

 

Рис. 6.1

Выделим элементарную площадку dA и рассмотрим следующие интег-

ралы:

A = dA ( м2 ) ,

S x = y dA ( м3 ) ,

S y = x dA ( м3 ) ,

I x = y 2 dA ( м4 ) ,

A

 

A

A

A

I y = x2 dA ( м4 ) ,

I ρ = ρ 2 dA = (x2 + y 2 ) dA = I y + I x

( м4 ) ,

A

 

A

A

 

I xy = x y dA ( м4 ) ,

 

 

 

A

где индекс A у знака интеграла указывает на то, что интегрирование ведется по всей площади сечения.

Здесь: A площадь поперечного сечения бруса. Является простейшей геометрической характеристикой поперечного сечения; Sx , S y статические

моменты сечения относительно соответствующих осей x и y . Они равны взя- той по всей площади A сумме произведений элементарных площадок dA на их расстояния от этих осей; I x , I y осевые моменты инерции сечения относите-

льно соответствующих осей x и y ; I ρ полярный момент инерции сечения

относительно некоторой точки (полюса). Он равен взятой по всей площади A сумме произведений элементарных площадок dA на квадраты их расстояния от этой точки; I xy центробежный момент инерции сечения относительно

некоторых двух взаимно перпендикулярных осей x и y .

2

Центробежный момент инерции сечения

Очевидно, что A , I x , I y и I ρ всегда положительны. Прочие величины

могут быть как положительными так и отрицательными и равными нулю. Последнее возможно при переходе от любой старой к любой новой системе координат, что в самом общем случае можно рассматривать как два последова- тельных преобразования старой системы координат:

1.путем параллельного переноса осей координат в новое положение,

2.путем поворота их относительно нового начала координат.

Центробежный момент инерции I xy сечения, показанного на рис. 6.2, а,

относительно осей x и y положителен, так как для основной части этого сече-

ния, расположенной в первом квадранте, значения x и

y , а следовательно, и

x y dA

положительны.

Аналогично, I x1y1

будет отрицательным по той же

A

 

 

 

 

причине.

 

 

 

 

а

y

y1

б

y

 

dA

 

dA

dA

 

 

 

 

x

y1

y

 

o1

o

x1

 

y

x

x

y

x1

o

 

x

 

 

 

 

 

x

 

 

 

Рис. 6.2

 

 

 

Для фигуры, симметричной относительно оси y (рис. 6.2, б), каждой элементарной площадке dA , расположенной справа от оси y , соответствует такая же площадка dA , расположенная симметрично первой, но слева от оси y . Центробежный момент инерции каждой пары таких симметрично расположен- ных площадок равен:

dI xy = x y dA + (x) y dA = 0 и следовательно, I xy = 0 .

Таким образом, центробежный момент инерции сечения относительно осей, из которых одна или обе совпадают с его осями симметрии, равен нулю.

Статические моменты сечения

Посмотрим, как меняются геометрические характеристики при парал- лельном переносе осей координат. Рассмотрим две пары параллельных осей xoy и x1o1 y1 (рис. 6.3). Пусть расстояния между осями x и x1 равно a , а между осями y и y1 равно b. В этом случае будут справедливы соотношения y1 = y + a и x1 = x + b . Кроме того известны площадь сечения A и статические моменты сечения Sx1 и S y1 относительно осей x1 и y1 . Тогда

3

S x = y dA =( y1

a) dA =Sx

a A и S y

= x dA =(x1

b) dA =S y

b A .

 

 

 

 

1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1

A

A

 

 

 

 

 

 

 

 

A

 

A

 

 

 

 

 

 

y1

y

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

A

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

dA

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ρ

 

 

 

 

 

 

y

 

 

 

 

 

 

o

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

y1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

x

 

 

 

 

 

 

 

 

x

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

a

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

o1

b

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

x

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

x1

 

 

 

 

 

 

 

1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис. 6.3

 

 

 

 

 

 

 

Очевидно,

что можно подобрать такие a и b, что Sx = 0 и S y = 0 . Оси,

относительно которых статические моменты равны нулю, называются

центральными. Причем расстояния до центральных осей x

и y

 

от некоторых,

 

 

 

 

 

a = y

 

=

S x

b = x

 

=

S y

произвольно выбранных осей x

и y

равны

c

1

и

c

1

.

 

 

 

1

1

 

 

 

A

 

 

A

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Точка пересечения центральных осей называется центром тяжести

сечения.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Выражения a = yc =

S x

 

b = xc =

S y

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1

 

и

1

дают возможность определить

A

 

 

 

 

A

 

 

 

 

 

 

 

 

 

положение центра тяжести сечения, если найдены статические моменты, или,

наоборот, найти статические

моменты,

если известно положение центра

тяжести сечения и его площадь

Sx = A yc

(рис. 6.4).

 

 

1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

A

ц. т.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

yc

 

 

 

 

 

 

x1

 

 

Рис. 6.4

Изменение моментов инерции при параллельном переносе осей

Итак, положение центра тяжести сечения найдено, определены геомет- рические характеристики A , I x , I y и I xy относительно центральных осей xoy ,

причем Sx = 0 и S y = 0 . Посмотрим, как I x ,

I y и I xy

изменятся при переходе от

центральных осей xoy к произвольным осям

x1o1 y1

(рис. 6.3).

 

 

 

4

I x = y12 dA = ( y + a)2 dA = I x + 2 a S x + a2 A = I x + a2 A ,

1

 

 

 

 

A

 

A

I y

= x12 dA = (x + b)2 dA = I y + 2 b S y + b2 A = I y + b2 A ,

1

 

 

 

A

 

A

I x y =

x1 y1 dA = (x + b)( y + a) dA = I xy + a S y + b S x + a b A = I xy + a b A .

1

1

 

 

 

 

A

A

Таким образом, при переходе от центральных осей к нецентральным, осевые моменты инерции увеличиваются на величины ( a2 A ) и ( b2 A ), а при переходе от нецентральных к центральным уменьшаются на эти же вели- чины.

Главные оси инерции. Главные моменты инерции

Две взаимно перпендикулярные оси x и y называются главными осями инерции, если центробежный момент инерции сечения относительно их равен нулю ( I xy = 0 ), а осевые моменты инерции I x и I y достигают экстремальных

(максимальные и минимальные) значений I max , Imin .

Экстремальные значения осевых моментов инерции сечения называются главными моментами инерции.

Обычно это достигается путем поворота взаимно перпендикулярных осей x и y на произвольный угол α относительно начала координат. При этом сумма осевых моментов инерции сохраняет постоянную величину при повороте осей на любой угол.

Этот результат объясняется также тем, что сумма моментов инерции относительно двух взаимно перпендикулярных осей равна полярному момен- ту инерции относительно начала координат, величина же которого не изменяет- ся, если начало координат остается на месте, а координатные оси поворачи- ваются.

Главные оси инерции можно провести через любую точку, взятую в плоскости сечения. Однако практическое значение для расчетов элементов конструкций имеют лишь главные оси, проходящие через центр тяжести сечения, т. е. главные центральные оси инерции.

Заметим, что ось симметрии всегда является главной центральной осью.

Вычисления моментов инерции сечений простой формы

Используем полученные формулы для вычисления геометрических характеристик некоторых простейших фигур (рис. 6.5).

Из прямоугольного сечения (рис. 6.5, а) выделим линиями, параллель- ными оси симметрии x , элементарную полоску высотой dy и шириной b .

Площадь этой полоски dA = b dy ,

расстояние от полоски до оси x равно y .

Тогда

 

 

 

 

 

 

 

h 2

h 2

 

 

h

 

h

 

A = dA = b dy = b (y)h 2

 

= b [

(

)] = b h ,

2

 

 

 

h

2

2

 

h 2

h 2