塑性力学-梁的弹塑性弯曲及梁和刚架的塑性极限分析.ppt

,*,单击此处编辑母版标题样式,单击此处编辑母版文本样式,第二级,第三级,第四级,第五级,第二章,梁的弹塑性弯曲及梁和刚架的塑性极限分析,2.1 矩形载面梁的弹塑性纯弯曲,2.2 横向载荷作用下梁的弹塑性分析,2.3 强化材料矩形载面梁弹塑性纯弯曲,2.4 超静定梁的塑性极限载荷,2.5 用静力法和机动法求刚架的塑性极限载荷,2.6 极限分析中的上下限定理,2.7 最轻结构的极限设计,2.8 弯矩和轴向力同时作用的情形,2.1 矩形截面梁的弹塑性纯弯曲,关于梁的两个假定（材料力学）：,平截面假定：梁的横截面在变形之后仍然保持平面。,截面上正应力对变形的影响是主要的，其它应力分量的影,响可以忽略。故应力应变关系可简化为正应力,和正应变,之间的关系。,一、基本关系,在图示的矩形截面梁中，如取,x,轴为中心线，,y,轴指向梁,的挠度方向，梁的受力状态对称与,x-y,平面时。,由平面假设，截面上的正应变为,其中 为曲率，和 都是 的函数。,小变形情形下,式中挠度以指向轴的方向为正。,截面上的轴力和弯矩为,式中,b,和,h,分别为矩形截面的宽度和高度,考虑梁的纯弯曲问题，故（3）式中轴向力为零，,N=0，,而（4）式的弯矩,M,与,x,无关。,二、弹性阶段,由,得,将,代入,（,3,）、（,4,）,截面的惯性矩,说明弯矩和曲率之间有线性关系,代入式（,5,）,说明应力分布与,y,成比例,在梁的最上层和最下层，应力的绝对值最大，故开始屈服,所对应的弯矩和曲率为,弹性极限弯矩,弹性极限曲率,则（6）式的无量纲形式可写为,三、弹塑性阶段,考虑 的情形,设弹塑性区交界处的 值,为,有,截面上的弯矩：,或,（10）式中，对应于,y=y,0,的应力为,=,s,，,故,考虑 的情形,（11）式也可写为,对比弹性解,1,、表明虽然梁截面的外层纤维已进入塑性屈服阶段，但由于其,中间部分仍处于弹性阶段，“平截面”的变形特性限制了外层,纤维塑性变形的大小，因而它们是处于约束塑性变形状态，,梁的曲率完全由中间弹性部分控制。,，,，,塑性极限载荷，,在,y=0,处上下纤维的正应力从+,s,跳到-,s，,出现了正应,力的强间断。,2,、,3,、,当变形限制在弹性变形的量级时，,材料的塑性变形可以使梁的抗弯,能力得到提高。,矩形截面梁,圆形截面,薄圆管,工字梁,三、卸载时的残余曲率和残余应力,1,、卸载规律,在卸载时,MK,之间应服从弹性规律,弯矩的改变量和曲率的改变量之间的关系：,应力的改变量：,2,、残余曲率,若弯矩完全卸到零，即,残余曲率的表达式,卸载后的残余曲率与未卸载时的曲率之比：,或：,适用：,或：,当,时，,显然有,3,、残余应力,其中 与 之间的关系有式（,13,）和（,14,）给出,说明：,1.,在弹性区的残余应力仍保留原来的符号。,2.,卸载时，应力变化最大的部位在梁的最外层,由,和,3.,当再次施加的正向弯矩值不,超过,M*,时，梁将呈弹性响应。,得,外层的正应力改变了符号但未出现,反向屈服,4.,如卸载到零以后再施加反向弯矩，则开始时的响应仍是弹性的，当,M,满足,外层纤维开始反向屈服,即弯矩的变化范围不大于2,Me,时，结构将是安定的。,2.2横向载荷作用下梁的弹塑性分析,一、梁的弹性极限载荷,研究矩形截面的理想弹塑性悬臂梁，在端点受集中力作用,梁的弯矩：,当,P,增至,根部的弯矩,X=0,截面的最外层纤维开始屈服,称为弹性极限载荷,二、塑性状态,时，梁的弯矩分布仍服从（,19,）式。,设开始进入塑性状态的截面在 处，则有,位于 的各截面上均有部分区域进入屈服状态，,其弹塑性交界位置,1,、塑性极限载荷,在 处，,当 时，,即梁根部的整个截面都进入塑性流动阶段,称为塑性极限载荷,与 相应的 值可由,2,、塑性铰,塑性铰,：,弯矩达到了塑性极限弯矩，则相应的曲率可任意地,增长，就好像一个铰那样。,与通常的铰有两点区别,：,1.通常的铰不承受弯矩；,2.通常较两侧的梁段可在两个方向作相对 转动，而塑性铰作反方向相对转动对应于卸载。,三、梁的挠度,1,、梁处于弹性状态,以及端条件,可得,特别地,1,、梁处于弹塑性状态,弹塑性梁段,弹性梁段,当,区间 中的曲率可由下式给出：,利用端条件，得,区间 中的曲率可由下式给出：,利用,x=3/L,处的连接条件，得,其中,自由端的挠度为：,可见，弹塑性变形与弹性变形是同数量级的。,当载荷,P,先加到,P,，然后又卸载到零时，自由端,的残余挠度？,2.3 强化材料矩形截面梁的弹塑性纯弯曲,一般强化材料,:,在纯弯曲条件下，单调加载时，弯矩表达式为：,作变量替换 后，上式可写为：,可得到,M,K,关系。,仅当 时，上式中的 才不为零,如已知,K,0,，,则由（9）和（12）式：,可直接求得,M,值。,如已知,M,0,，,则需用叠代法求出相应的,K,值和应力分布。,为此，可利用 将（,24,）式改写为：,上式右端的第一项为纯弹性部分，第二项是由于梁的塑性,变形而对曲率的修正。注意到 ，有,在令：,则对任意两个曲率 和 ，由中值定理可得,-,-,现定义算子,T,：,而将（27）式写成,采用迭代法：,先令,则第一次迭代为：,由于,可见,T,是一个压缩映象，以上迭代过程是收敛的。,-,-,则第 次迭代为：,2.,4,超静定梁的塑性极限载荷,以图示的一次超静定梁为例,设其,M K,曲线可由图7中的理想弹塑性模型表示，即,当 时,设载荷,P,从零开始增长。,AB,段和,BC,段弯矩是线性分布的,其中,在根部,A,截面,当 时，,对应的载荷为：,当 时,（,1,）梁的根部形成一个塑性铰，,可以产生任意大的曲率。但由于,其它部位仍处于弹性阶段，故根,部曲率的大小要受到这些部位的,约束。,（,2,）,A,点成为塑性铰后，该处的,弯矩已知，结构成为静定的。,由平衡条件得,当 时，,B,点的弯矩为,梁成为一个机构而不能进一步承载。,称为塑性极限载荷,分析：,1.,塑性极限载荷并不依赖于弹模,E,，,其值仅与结构本身和载荷有关，而与结构的残余应力状态和加载历史无关。,弹塑性结构的极限载荷与刚塑性结构的极限载荷是相同的,2.,若仅计算极限载荷，无须分析弹塑性变形过程，可采用刚塑性模型，用更为简单的方法进行计算。,常用的方法：,静力法：以应力作为基本未知量,机动法：以位移作为基本未知量,静力法：,是通过与外载荷相平衡且在结构内处处不违反屈服条件的广义应力场来寻求所对应外载荷的最大值的一种方法。,以图,6,所示的梁为例,弯矩（绝对值）的最大值只可能,在,A,点和,B,点。,以,C,点的支座反力为参数,梁内处处不违反屈服条件就要求,两个不等式同时成立，所对应的最大外载荷为：,塑性极限载荷,机动法：,是当结构的变形可能成为一个塑性流动（或破损）机构时，通,过外载荷所做的功与内部耗散功的关系来寻求所对应外载荷的,最小值的一种方法。,对于图6所示的梁，可能的破,损机构只有一种，即根部,A,和中点,B,都成为塑性铰。,令,B,点向下移动的距离为,，,A,点处梁的转角为,B,点两侧梁段的相对转角为,则力,P,所作的功为：,塑性铰上所作的耗散功为：,由外力功和内部耗散功相等的条件,塑性极限载荷,或,注：对于较为复杂的结构，可能的破损机构一般有好几种。对,应于每一种机构，都可求得一个载荷值。真实的极限载荷是所,有这些载荷中的最小值。,2.5 用静力法和机动法求刚架的塑性极限载荷,一、几个概念,静力场,：处处满足平衡条件的内力分布,现考虑一个,n,次超静定刚架，它有,n,个多余反力,设刚架中可能出现塑性铰的节点个数为,m,。,m,个节点处的弯矩,外力,多余反力,消去 得到的,m-n,个方程反映了结构的平衡条件,即,构成一个平衡体系,称为静力场,静力许可,场,：,结构内处处不违反屈服条件的静力场,结构内处处不违反屈服条件,称为静力许可场,静力法,：,就是要在一切可能的静力许可场中寻求取值最,大的外载荷。,二、例子,图 8,我们来考虑图8所示的平面刚架。,设各截面的塑性极限弯矩为,M,S,。,在水平力,3,P,和竖直力,2,P,的作用下，,求出结构最大可能承受的载荷,P,。,解：,该结构的超静定次数,n=2,节点，处可能出现塑性铰,故,m=4,取节点处的支座反力,R,和,N,为多余反力，并规定弯矩的符号以刚架内侧拉为正，,则相应的平衡方程为,静力法,消去,R,、,N,，得到,m-n=2,个独立的平衡方程,即,如果,m,j,还满足屈服条件,则,就构成一个静力许可场,(29),利用（30）式，条件（31）式可等价地写为,或,消去,消去,(32),(33),(34),而 （负号对应于反向加载）对应于最大载荷值：,当,(34)式中的各式才可能成立。,为,存在,静力许可场,的条件,(36),1.对应于的弯矩分布可通过回代过程来确定,：,塑性极限载荷,说明：,2.二次超静定结构中有三个节点，成为塑性铰，,结构变成机构而开始塑性流动。这说明（36）式的的,确是一个极限载荷。,机动,法,说明：,1.对于,n,次超静定刚架，当出现（,n+1),个塑性铰时，结构就会,变成机构而产生塑性流动。,设可能出现塑性铰的节点数为,m，,则可能的破损机构的总数,不少于,m,2.对于,n,次超静定刚架，可能出现塑性铰的节点数为,m，,可列出,的独立的平衡方程个数为,m-n。,这,m-n,个方程可利用虚功原理,与结构的,m-n,个破损机构相对应，称这样的破损机构为,基本机构,其它的破损机构可通过基本机构组合而得到,3.每一个破损机构都是一个机动场。,设在塑性铰 点两侧梁段的相对转角为,与外载荷相对应的广义位移为,可表示为,许可机动场,使外载荷在 上所作的总功取正值的机动场,对于每一个运动机动场，当令外载荷作的总功与塑性铰的总,耗散功相等时，便得到一个载荷值。,机动法就是要在一切可能的运动许可场中寻求取值最小的外载荷,图 8,我们来考虑图8所示的平面刚架。,设各截面的塑性极限弯矩为,M,S,。,在水平力,3,P,和竖直力,2,P,的作用下，,求出结构最大可能承受的载荷,P,。,解：,可能的破损机构总数为,基本机构的个数为,例如，取图9中的（,a),和（,b）,为基本机构。,则（,a),和（,b）,这两种基本机构叠加：,消去 处的铰，得到机构（,c）。,消去 处的铰，得到机构（,d）。,(,d),成铰,(,c),成铰,(,b),成铰,(,a),成铰,用机动法计算对应于每个破损机构的载荷值,(,a),成铰,(,b),成铰,(,c),成铰,(,d),成铰,以上四种载荷值中的最小者对应于机构(,b),最先形成塑性,铰的节点为,。,结构的,塑性极限载荷,讨论一种简便的方法：,在以上这些塑性流动机构中事先选取其中的某几个，并分别,计算出这几个机构所对应的“上限载荷”。进而考察这些“上限,载荷”中取最小值的塑性流动机构，并将其铰点上的弯矩值取,为极限弯矩，然后在根据平衡条件求出其它各节点处的弯矩,值。如果所有截面上弯矩的绝对值都没有超过极限弯矩，那么,我们就找到了一个静力许可场，因为它同时对应于某个运动,机动场，所以以上所求得的载荷值就是真实的极限载荷，否则,以上的载荷只能是真实极限载荷的上限，而需要对其它的塑性,流动机构再重新进行计算。,(,a),成铰,我们来考虑图8所示的平面刚架。,先选取使节点 成铰的机构为塑性,流动机构。,(29),由,由柱45的平衡条件，可知节点 处的水平力,可知节点 处的水平力,由柱12的平衡条件，,可知节点 处的垂直力,即节点1处已违反屈服条件，以上的机构并不是真实的塑性流动机构。,再选取使节点 成铰的机构为塑性流动机构。,(29),由,由柱45的平衡条件,可知节点 处的水平力,以及,结构真实的,塑性极限载荷,2.6 极限分析中的上下限定理,在上节中，我们没有追踪结构的实际加载过程去逐步地进行结构的弹塑性计算，而是设法直接求出结构的塑性极限载荷及其相应的塑性流动机构。这样的分析方法通常称为,极限分析,。在极限分析中，最常用的方法就是,静力法,和,机动法,。,这两种方法是以本节将要讨论的上、下限定理为理论依据的,回顾：,二、,上、下限定理,假定作用在结构上的各个外载荷 为集中力，,它们以共同的比例因子 逐渐增长。,当 时，外载荷对应于真实的塑性极限载荷,其中 表示给定的关于各载荷间的相对比值,与真实的塑性流动机构相对应的运动许可场可写为,其中 是在实际出现塑性铰点 两侧梁段的相对转角。,1.几个概念,静力法要求构造某个静力许可场 由此可得到一个载荷乘子,机动法要求构造某个静力许可场然后通过计算外载荷值：,其中 满足,根据运动许可场的定义，上式中,2.定理,上、下限定理,：,由静力法得到的载荷乘子 小于或等,于真实的载荷乘子 ，由机动法得到的载荷乘子 大,于或等于真实的载荷乘子 ，即有：,3.定理,证明,虚功原理,：,当任意一个静力许可场 在任意一个,运动许可场 上作功时，外载荷的虚功,应等于内力的虚功。,由于真实场 是静力许可场的一种，而真实场 是运动许可场的一种，因此根据不同的组合，可得到虚功方程的几种具体表达式：,显然有：,此外，（43）式大于零的条件可写为,于是，从（43）式减去（41）式并利用条件：,可得,即,类似地，从（39）式减去（42）式并利用,可得,即,这便证明了上、下限定理。,以上定理说明，由静力许可场可得到极限载荷的下限，由运动许可场可得到极限载荷的上限。如果能同时找到一个既是静力许可场又是运动许可场的体系，那么相应的载荷就必然是结构的塑性极限载荷。如果不能精确地求出极限载荷，那么也可分别由静力许可场和运动许可场求得极限载荷的下限和上限，并由上限与下限之差来估计极限载荷近似值的精确度。,2.7 最轻结构的极限设计,问题的提出,：,在给定外载和某些其它条件下，如何来设计一种最优的结构。这样的问题称之为极限（或优化）设计。,最优的标准可以有多种。这里的讨论将,以重量最轻为准则,，故又称为最轻结构的极限设计。,问题,给定载荷及结构的形状，求结构中各截面上的塑性极,限弯矩。,由于极限弯矩,M,S,与截面的尺寸,（或,单位长度构件的重,量,）,有关。,分析,故一般可有关系式,当,f,为线性函数时,对于同一类型的构件，式中的,a,和,b,可取为常数,整个结构的重量:,上式中 表示第 个构件的塑性极限弯矩,如何来选取各个构件的 ，使得在保证结构安全的前提下，,为最小。,？,求,解方法,设想结构出现了第,q,种破损机构而产和塑性流动，相应的运动许可场,表示第 个构件上位于 点处两侧梁段的相对转角,有,为保证结构安全就要求对一切可能的,q，,都有,最轻结构的极限设计问题便归结为在满足（46）式的,条件下选取 使（45）式中的,X,为最小的问题。,这,在数学上是一个线性规划问题。,例,：,图10表示了一个双跨连续梁。,设两段梁的极限弯矩分别为,M,S1,和,M,S2,，,在外载,P,1,和,P,2,（=3P,1,）,的,作用下有四处可能出现塑性铰（,如图中的，）,因为,M,S1,和,M,S2,可以不相等，,B,处将在薄弱的一侧形成铰，所以,B,点有两个可能成铰的截面，即在其左侧或在其右侧。,于是，在外载的作用下，就可能出现图（10）中（,a），（b），,（c），（d）,所示的四种机构,。或是以上机构的组合，（,e),就,是（,a）,和（,d）,的组合。,相应的（46）式可分别写为：,引进无量纲量,下来确定 和 使得,取最小值。,问题就化为：,解析法,将（49）式改为,在条件,并代入（48）式后，有,消去,当结构安全时，,x,的最小值应取为,5,（48）,再以代 回以上各个不等式，便有,或,在给定载荷下的最轻设计,说明：,将极限弯矩值 和 代到（,47,）中，可知（,a,），（,b,）式,中的等号成立。这说明在这种设计时破损机构是（,a,），（,b,）,的组合（,e,）。,从直观上讲，最优设计应该要求当机构破损时，能同时出现,更多的机构，这才能够最充分地发挥所有材料的潜力。,几何法,若以 、为坐标，则（,48,）各,式表示了在一些直线右方的半平面，,同时满足（,48,）各式的区域,ABCD,为,结构的安全区。,（49）式可看作是以 为参数的直线族，其斜率等于-2，称为,重量线,。,愈大，直线愈向右移，结构也愈重。因此，临界状态将对应于重量线与安全区的切点,B。,B,点的坐标 就是所要求的 值。,2.8 弯矩和轴向力同时作用的情形,本节将讨论关于广义内力（或称广义应力）的弹性极限曲线和塑性极限曲线。,问题：,考虑由理想弹塑性材料构成的矩形截面梁。该梁受到弯矩,M,和轴向力,N,的联合作用。相应的正应力分布表示在图12中。,梁中应变为零的纤维称为中性层，中性层的,y,坐标为,1.,梁处于弹性阶段：,应力分布：,分析：,在纯拉伸情况下，最大轴向力为,因此，（52）式的无量纲形式可写为,式中 由（,9,）式给出。,2.,弹性极限曲线,若和都不为零，而且,截面上最大正应力将出现在 处，其值为,当该处应力达到屈服应力时，就有,截面上开始出现屈服状态的条件可由（53）式写为,消去 后便有,在的条件 下的弹性极限曲线。,.,塑性极限曲线,假定梁的整个截面都处于屈服阶段，中性屈层（实际上已成,为应力间断线）的位置为,则由图12（,d）,便不难计算出（3）式和（4）式中,其无量纲形式为,因此有,称为在弯曲和拉伸同时作用下的交互曲线,它是一种广义应力表示的屈服条件。在对梁、板、壳等,结构进行塑性极限分析时，会经常用到这类屈服条件。,说明：,