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Stato Tensionale

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Stato Tensionale
G. Petrucci “Lezioni di Costruzione di Macchine”
1. LO STATO TENSIONALE NEI SOLIDI
Un solido tridimensionale è un corpo continuo che occupa una regione dello spazio 3D di volume V, delimitata dalla
superficie S. Una parte della superficie S può essere vincolata all’esterno in modo che gli spostamenti dei punti
appartenenti ad essa siano impediti.
Tensioni
L'oggetto dell'analisi è un solido tridimensionale in equilibrio sotto l’azione di forze esterne di massa e di superficie.
L’unica ipotesi fatta sul materiale che lo costituisce è che sia continuo, per cui non vengono considerate le azioni
scambiate tra particelle e a livello di dimensioni molecolari.
Si suppone valida l’ipotesi di Cauchy secondo cui le forze che si scambiano le parti del corpo in un elemento
infinitesimo di superficie sono riducibili alla sola forza risultante applicata in un punto interno dell’elemento stesso.
Per esaminare gli effetti del sistema di forze si può immaginare il corpo diviso in due parti: affinché ciascuna parte
resti in equilibrio è necessario applicare un sistema di forze esterne distribuite sulla superficie di separazione. Questo
sistema di forze è equivalente all’azione che l’altra parte del corpo applicava prima della recisione.
y
∆Α
∆F
∆Α
∆F
∆Fy
P
nx
x
∆y
∆Fz
∆Fx
∆z
∆M
z
Fig.1.1 - Forze interne agenti su un elemento di superficie ∆A in un solido caricato da forze esterne.
La fig.1 mostra il corpo tagliato da un piano parallelo al piano yz. La sua giacitura è individuata dal versore
nx=[1 0 0] parallelo alla direzione x le cui componenti sono i coseni direttori della retta di direzione x. Se si considera
un elemento di superficie ∆A=∆y∆z centrato in un punto P di coordinate P=(x,y,z) e si effettua la somma di tutte le
forze agenti su di esso indicando il risultante con ∆F, si definisce tensione px agente nel punto P, relativamente alla
giacitura di normale nx, il rapporto:
p x = lim
∆A→ 0
∆F
;
∆A
(1.1)
per l’ipotesi di Cauchy sopra riportata si deve avere:
lim
∆A→0
∆M
=0.
∆A
(1.2)
In generale è opportuno descrivere la tensione in termini delle sue componenti cartesiane: se consideriamo le
componenti di ∆F nella direzione degli assi coordinati, le componenti della tensione sono definite dalle tre equazioni:
∆ Fx
∆A→ 0 ∆ A
τ xy = lim
σ xx = lim
∆A→0
∆ Fy
∆ Fz
∆A→0 ∆ A
τ xz = lim
∆A
(1.3)
da cui il vettore px può essere espresso come:
p x = σ x τ xy τ xz 
T
(1.4)
Con il passaggio al limite le componenti di tensione sono associate ad un singolo punto P. In generale il vettore
tensione e le sue componenti assumono valori diversi in ciascun punto della superficie di separazione e ovviamente in
ciascun punto del solido cioè px=px(x,y,z)=px(P), essendo P il vettore le cui componenti sono le coordinate cartesiane
del punto.
∆Fx e σxx sono dirette lungo l’asse x normale all’area ∆A e quindi sono chiamate rispettivamente forza normale e
tensione normale. Le forze ∆Fy e ∆Fz e le tensioni τxy e τxz sono parallele all’area ∆A e sono chiamate rispettivamente
forze e tensioni di taglio o tangenziali. Il primo indice si riferisce alla direzione della normale all’area ed il secondo
alla direzione della componente. Questo doppio indice non è necessario per le tensioni normali e generalmente si
scrive semplicemente σx.
La giacitura di un elemento di superficie è individuata dal versore n della direzione normale alla superficie stessa:
una faccia si definisce positiva quando la sua normale diretta verso l’esterno del corpo ha lo stesso verso di uno degli
assi coordinati, negativa in caso contrario. Le componenti normali di tensione sono considerate positive se hanno
1.1
G. Petrucci “Lezioni di Costruzione di Macchine”
verso concorde con la normale all’elementino, cioè risultano uscenti, e viceversa. Dando un senso fisico a questa
convenzione, si dice che sono di trazione se positive e di compressione se negative. I segni delle componenti
tangenziali sono regolati da 2 possibili convenzioni: la prima afferma che le tensioni sono positive se, agendo su facce
positive, hanno verso concorde con gli assi x, y, z, e se, agendo su facce negative, hanno verso discorde; negative nei
casi opposti; l’altra convenzione le considera positive se tendono a provocare una rotazione oraria dell’elemento su cui
agiscono e viceversa; questa convenzione verrà utilizzata nel tracciamento dei cerchi di Mohr. Si noti che le due
convenzioni attribuiscono segni differenti a stati tensionali uguali.
Tensione al variare del piano di giacitura
Considerato un punto P del solido, i possibili piani di sezione passanti per esso costituiscono un insieme infinito,
definito stella di piani di centro P (fig.2); a loro volta le rette d’azione dei versori n che identificano tali piani
costituiscono una stella di rette. Il vettore tensione agente nel punto varia in modulo e direzione al variare della
giacitura n del piano di sezione su cui agisce, cioè si ha pn=pn(P,n).
Ad esempio (fig.3) si consideri una barra di materiale omogeneo di sezione quadrata avente superficie pari ad A e
lunghezza l abbastanza grande rispetto al lato della sezione. La barra sia disposta lungo la direzione x e sia soggetta
alle sezioni estreme a due distribuzione di forze di risultante rispettivamente −F ed F in direzione x. Si può
intuitivamente ritenere che la tensione agente su sezioni in prossimità del centro della barra aventi qualunque giacitura,
sia costante in tutti i punti della sezione stessa. Considerando un punto P al centro della barra:
• se si effettua una sezione con un piano di normale parallela ad x, il vettore px risulta parallelo ad x con modulo
px=F/A (intuitivamente, per l’equilibrio in direzione x, deve essere infatti F=pxA, da cui px=σx=F/A);
• se si effettua una sezione con un piano di normale n a 45° rispetto all’asse x, pn risulta ancora parallelo ad x; in
questo caso la superficie della sezione ha un area pari a A/cos(45°) e, per l’equilibrio in direzione x, deve essere
F=pnA/cos(45°), da cui pn≡pnx=Fcos(45°)/A;
• se si effettua una sezione con un piano di normale parallela ad y, si osserva che la tensione agente, rappresentata
dal vettore py, è nulla.
Lo stato tensionale
Per definire lo stato tensionale in un punto del corpo non è sufficiente conoscere la tensione agente su una sola
giacitura. Se si effettuano sezioni con piani xz e xy, aventi normali secondo le direzioni coordinate y (ny=[0 1 0]) e z
(nz=[0 0 1]), e si considerano le forze agenti in modo analogo a quanto mostrato per la direzione x, si osserva che nel
punto P, su detti piani, agiscono le tensioni py e pz diverse tra loro e da px (fig.4).
In definitiva le tensioni agenti nel punto P sui tre piani coordinati sono espresse dai tre vettori:
p x = σ x τ xy τ xz 
T
p y = τ yx σ y τ yz 
T
p z = τ zx τ zy σ z 
T
(1.5a,b,c)
È possibile dimostrare che le 9 componenti di tensione presenti nelle eq.(5) sono sufficienti a definire lo stato di
sollecitazione in un punto al variare della giacitura. Usualmente esse vengono riunite nella matrice σ che prende il
nome di tensore degli sforzi:
σ x τ yx τ zx 


σ = τ xy σ y τ zy 
τ xz τ yz σ z 


(1.6)
Nel seguito si mostrerà che sono valide le seguenti uguaglianze tra le tensioni tangenziali τxy= τyx, τxz= τzx, τyz= τzy,
per cui le grandezze indipendenti nella (6) si riducono a 6.
Nel S.I. la tensione viene misurata in MegaPascal (MPa) cioè N/mm2 (1 MPa≈0.1 Kg/mm2).
La tensione non può essere misurata sperimentalmente. Vi sono invece molte tecniche sperimentali che possono
essere usate per misurare deformazioni. In questi casi lo stato di tensione in un punto può essere valutato se sono note
le relazioni fra tensione e deformazione.
σy
y
y
F
F
x
x
nx
z
τyz
τzy
n
dy
1.2
τxy
pz
τzx
dx
Fig.1.3 - Variazione della tensione al variare del piano
di sezione in una barra soggetta a trazione.
τyx
px
σx
τxz
σz
ny
Fig.1.2 – Alcune delle possibili (infinite) giaciture
relative ad un punto.
py
dz
Fig.1.4 - Tensioni agenti secondo
i piani coordinati.
G. Petrucci “Lezioni di Costruzione di Macchine”
Tensione al variare del piano di giacitura
Ci si propone di determinare la tensione pn agente (in un punto) su un piano di normale n, obliquo rispetto al sistema
di assi coordinati, partendo dalla conoscenza delle tensioni agenti (nel punto) sui piani coordinati. In questo caso sono
noti il tensore degli sforzi σ e il versore del piano n.
Si consideri un tetraedro avente tre facce con giaciture parallele agli assi cartesiani (fig.5), aventi area dAi (i=x,y,z),
e una faccia inclinata con normale in direzione n, avente area dAn. Sia n il versore della direzione n le cui componenti
sono i coseni direttori:
pn
pny
T
y
n =  nx n y nz 
(1.7)
y
pn
deve essere ricordato che una direzione nello
spazio può essere identificata mediante 2 sole
informazioni, ad esempio 2 delle 3 componenti
del versore (1.7), essendo la terza
univocamente determinata dal fatto che il
versore ha modulo unitario. Si può dimostrare
che vale la seguente relazione:
ni = d Ai d An
i=x, y, z
dAx
σn
τn
ny
nz
σx
px
x
(1.8)
n
nx
pnx
dAn
n
nx
z
σn
τn
τxy
dAy
τyx
py
ny
x
σy
Fig.1.5 – Il tetraedro in 3D e 2D e le scomposizioni di pn secondo le direzioni
cartesiane e la direzione di versore n.
Il vettore tensione pn può essere scomposto
secondo gli assi di riferimento cartesiani
(fig.5):
p n =  pnx
pnz 
pny
T
(1.9)
o secondo le direzioni normale e parallela (tangenziale) al piano:
p n = [σ n τ n ]
T
(1.10)
Da un punto di vista ingegneristico le componenti normale e tangenziale sono più significative in quanto
costituiscono sollecitazioni fisicamente differenti sul materiale. Le componenti cartesiane vengono ricavate solo come
passaggio intermedio per ottenere le componenti normale e tangenziale.
Le componenti cartesiane di pn
Mettiamo in relazione le componenti cartesiane di pn con il tensore degli sforzi σ.
Le equazione di equilibrio alla traslazione del tetraedro nelle tre direzioni coordinate possono essere scritte in
forma matriciale come segue:
p n dAn − p x dAx − p y dAy − p z dAz = 0
(1.11)
ricordando che le forze agenti sulle facce si ottengono moltiplicando le tensioni per le superfici su cui agiscono e che il
segno attribuito a ciascuna forza coincide con il segno della faccia su cui agisce (in questo caso le facce di direzione
parallele agli assi cartesiani sono negative). Dividendo per An e ricordando la (8) si ottiene:
p n = p x n x + p y n y + p z nz
p n = p j n j 
(1.12)
La (12) scritta per esteso fornisce:
τ yx 
 pnx  σ x 
τ zx 
 




p n =  pny  = τ xy  nx + σ y  n y + τ zy  nz
τ yz 
 pnz  τ xz 
σ z 
 
(1.13)
da cui
 pnx  σ x τ yx τ zx   nx  σ x nx + τ yx n y + τ zx nz 




p n =  pny  = τ xy σ y τ zy   n y  = τ xy nx + σ y n y + τ zy nz 
 pnz  τ xz τ yz σ z   nz  τ xz nx + τ yz n y + σ z nz 
(1.14)
cioè:
pn = σ n
1.3
 pni = σ ij n j 
(1.15)
G. Petrucci “Lezioni di Costruzione di Macchine”
Il modulo del vettore pn è dato da:
pn =
∑
i= x, y, z
(σ n
pni2 =
x x
+ τ yx ny + τ zx nz ) + (τ xy nx + σ y ny + τ zy nz ) + (τ xz nx + τ yz ny + σ z nz )
2
2
2
(1.16)
La componente normale di pn
La componente di pn lungo la direzione n si ottiene effettuandone la proiezione con la nota espressione del prodotto
scalare fra vettori:
σ n = n ⋅ pn =
∑
i = x, y , z
ni pni = nx pnx + n y pny + nz pnz
(1.17)
che, per esteso, fornisce:
σ n = σ x nx2 + σ y ny2 + σ z nz2 + 2τ xy nx ny + 2τ xz nx nz + 2τ yz ny nz
σ n = σ ij ni n j  (1.18)
Ricordando la (15), la (17) può essere riscritta come
σ n = n ⋅ p n = nɶ p n = nɶ σ n
(1.19)
nella quale il soprasegno significa trasposto.
È bene ricordare che nella relazione (18) le componenti di tensione cartesiane sono funzioni dello spazio, ma,
fissato il punto nel quale si considera lo stato tensionale, sono valori costanti, mentre i termini variabili sono le
componenti del versore n. Poiché, come detto, le componenti indipendenti del versore indipendenti tra loro sono 2, il
valore di σn (18) è una funzione di due variabili.
Per ottenere σn, il vettore componente di pn in direzione n, basta moltiplicare la componente σn per il versore n
ottenendo le seguenti relazioni:
σ n = σ nn = nɶ p nn = nɶ σ n n
(1.20)
La componente tangenziale di pn
La componente di pn lungo la direzione tangenziale si ottiene come differenza tra il vettore pn stesso e il componente
normale σn:
τ n = p n − σ n = p n − nɶ p nn = ( σ − nɶ σ n ) n
(1.21)
In base alle (15) e (20) o al termine a destra della (21) questa relazione può essere riscritta come segue:
τn = σ n − σ n n =
(σ − I σ n ) n
= S nn
(1.22)
essendo
Sn = σ − I σ n
σ x − σ n
τ yx
τ zx 


=  τ xy
σ y −σn
τ zy 
 τ xz
τ yz
σ z − σ n 

(1.23)
Scritta per esteso la (22) fornisce:
σ x − σ n
τ yx
τ zx 
τ nx 


σ y −σn
τ zy 
τ n = τ ny  =  τ xy
 τ xz
τ nz 
τ yz
σ z − σ n 

 nx 
n 
 y
 nz 
(1.24)
La direzione del vettore τn può essere esplicitata mediante le componenti del suo versore n′. Tenuto conto delle
(20), (16) e (18), il modulo e il versore del vettore τn, possono essere scritti come:
τn =
∑τ
i= x, y, z
2
ni
=
pn2 − σ n2
n′ = τ n τ n
1.4
(1.25a,b)
G. Petrucci “Lezioni di Costruzione di Macchine”
Direzioni principali
Le direzioni principali sono le direzioni dei versori dei piani sui quali le tensioni tangenziali risultano nulle, dove cioè
si verifica:
τn = Snn = 0
(1.26a)
cioè:
σ x − σ n
τ yx
τ zx 


σ y −σn
τ zy 
 τ xy

τ yz
σ z − σ n 
 τ xz
 nx 
n  = 0
 y
 nz 
(1.26b)
Le (26) costituiscono un sistema di equazioni lineari omogeneo nelle variabili nx, ny ed nz; essendo incognito anche
il valore σn associato a ciascuna soluzione del sistema. Affinché il sistema (26) ammetta soluzioni diverse da quella
identicamente nulla, deve essere:
Det ( S n ) = 0
σn
(1.27)
Sviluppando la (27) si ottiene la cosiddetta equazione secolare o degli autovalori che permette di valutare i valori
σ n3 − I1σ n2 + I 2σ n − I 3 = 0
(1.28)
essendo I1, I2 ed I3 gli invarianti della matrice σ così definiti:
I 2 = σ xσ y + σ yσ z + σ zσ x − τ xy2 − τ yz2 − τ zx2
I1 = σ x + σ y + σ z
I 3 = Det ( σ ) = σ xσ yσ z + 2τ xyτ yzτ zx − σ xτ yz2 − σ yτ zx2 − σ zτ xy2
(1.29a-c)
Fissato il punto del solido, al variare dell’orientamento della terna x, y, z, tutte le componenti della matrice σ
assumono valori differenti, mentre le quantità (29) rimangono invariate.
L’equazione secolare (28) ammette 3 radici reali indicate con σ1, σ2 e σ3. Tali valori di tensione sono detti tensioni
principali. Sostituendo uno alla volta questi valori nella (26) è possibile ottenere i versori delle corrispondenti direzioni
principali n1, n2, n3. Se le tensioni principali sono distinte si può dimostrare che sono ortogonali a due a due. Se due
tensioni principali coincidono, tutte le direzioni ortogonali all’altra sono direzioni principali (es. σ1=σ2 e σ3≠0, tutte le
direzioni normali ad n3 sono direzioni principali). Se σ1=σ2=σ3 tutte le direzioni uscenti dal punto sono principali. I tre
valori scalari delle tensioni principali e i tre versori sono rispettivamente gli autovalori e gli autovettori della matrice
σ, per cui, per la loro determinazione, è conveniente utilizzare gli algoritmi appositamente sviluppati nel campo del
calcolo numerico.
Se si sceglie una terna di riferimento cartesiana i cui assi coincidono con le direzioni principali nel punto
considerato del solido, la matrice σ diventa:
σ x 0
σ =  0 σ y
 0
0
0  σ 1 0 0 
0  =  0 σ 2 0 
σ z   0 0 σ 3 
(1.30)
La (14), che consente di ottenere la tensione agente sulla generica giacitura n, si trasforma come segue:
 pn1  σ 1 0 0 
p n =  pn 2  =  0 σ 2 0 
 pn 3   0 0 σ 3 
 n1 
n 
 2
 n3 
(1.31)
La componente normale (18) diventa:
σ n = σ 1n12 + σ 2 n22 + σ 3 n32 .
(1.32)
La componente tangenziale, utilizzando la (24), diventa:
τ n = σ 12 n12 + σ 22 n22 + σ 32 n32 − (σ 1n12 + σ 2 n22 + σ 3n32 )
2
(1.33)
oppure:
τn =
(σ 1 − σ 2 )
2
n12 n22 + (σ 2 − σ 3 ) n22 n32 + (σ 3 − σ 1 ) n32 n12
2
1.5
2
(1.34)
G. Petrucci “Lezioni di Costruzione di Macchine”
Cerchi di Mohr
Fissato un punto del solido, si consideri una terna di riferimento (x1, x2, x3) con gli assi paralleli alle direzioni
principali. In tale riferimento il tensore diventa quello descritto dalla (30). Si consideri il fascio di piani i cui versori n
sono perpendicolari a x3 (fig.6): essendo n3=0, le eq.(32) e (34) assumono la seguente forma
τn
τ n = (σ 1 − σ 2 ) n1n2
σ n = σ 1n12 + σ 2n22
x2
σn
n
(1.35, 36)
Se α1 è l’angolo che il versore n forma con l’asse x1 si ha:
α1
x1
n1 = cos α1 ,
n2 = sen α1 ,
n12 + n22 = 1 ;
(1.37,38,39)
Se si introducono nelle (35) e (36) vari valori di α1 e si riportano le σ e τ ottenute su un
piano cartesiano di assi x=σn ed y=τn, i punti ottenuti si dispongono su una circonferenza come
Fig.1.6 - fascio di piani di si vede, ad esempio, in fig.7. L’equazione di tale circonferenza si ottiene eliminando n1 ed n2
asse x3.
dalle (35, 36), nelle seguenti forme:
x3
(σ n − σ 1 )(σ n − σ 2 ) + τ n2 = 0
(1.40a)
σ1 + σ 2 

 σ1 − σ 2 
2
σ n −
 +τn − 
 =0
2 

 2 
2
2
(1.40b)
Le (40) sono le equazioni di una circonferenza nel piano σn, τn - la (a) del tipo (x−a)(x−b)+y2=0 - i cui punti sono i
valori di σn e τn che si ottengono al variare della direzione n (cioè dell’angolo α1). La circonferenza ha il centro
sull’asse σn in posizione (σ1+σ2)/2 e raggio pari a (σ1–σ2)/2. Questo valore coincide con quello della massima
tensione tangenziale nel punto τmax=(σ1–σ2)/2, che agisce nel piano a 45° rispetto ad n1 (α1=45°).
τn
σn
Fig.1.7 – Posizione delle coppie σ e τ sul cerchio di Mohr al variare della giacitura nel caso di stato tensionale monoassiale.
Introducendo le (37,38) nella (36) si ottiene questa equazione:
2sen α1 cos α1 = sen 2α1 = ±
τn
(σ 1 − σ 2 ) 2
(1.41)
dalla quale si osserva che l’angolo α1 formato tra la direzione principale
n1 e la normale al piano le cui tensioni sono rappresentate dal punto
prescelto del cerchio di Mohr (ad es. A in fig.8), è pari alla metà
R=(σ2−σ1)/2
dell’angolo formato tra il raggio del cerchio passante per il punto e
τmax
l’asse orizzontale σn. Se si considerano due punti qualunque del cerchio
2αA
di Mohr, l’angolo formato tra i raggi passanti per essi sono pari al
O
σn
doppio dell’angolo formato tra i versori dei piani di cui i due punti
rappresentano lo stato tensionale. In particolare se le normali dei due
2αB
σ2
piani formano un angolo di 90° i punti rappresentativi σn, τn risultano
diametralmente opposti (a 180°) (ad es. A e B in fig.8).
Ovviamente per tracciare il cerchio di Mohr è necessario conoscerne
B(σnB,τnB)
alcuni parametri. Non è necessario conoscere le tensioni e le direzioni
σ1
principali, anzi il caso tipico è quello nel quale si conosce lo stato
tensionale su due piani non principali disposti a 90°, purché la direzione
Fig.1.8 – Il cerchio di Mohr
del fascio a cui i due piani appartengono sia principale. In questo caso,
essendo i punti corrispondenti diametralmente opposti sul cerchio di Mohr, è possibile l’identificazione del centro e
del diametro. Si ricorda che la convenzione relativa al segno delle tensioni tangenziali nel cerchi di Mohr prevede che
esse siano considerate positive se tendono a provocare una rotazione oraria dell’elemento su cui agiscono e viceversa.
Sul cerchio di Mohr è possibile identificare un punto N detto polo delle normali (fig.9) che gode di una utile
proprietà. A partire da due punti diametralmente opposti del cerchio di Mohr si tracciano due rette a e b parallele ai
versori dei piani cui i punti si riferiscono (ad es. gli assi x ed y); il punto di intersezione di tali rette è N e gode della
seguente proprietà: la congiungente di tale punto con un punto C (qualsiasi) del cerchio forma con a un angolo pari
all’angolo formato tra il versore parallelo ad a e il versore del piano cui si riferisce C.
τn
A(σnA,τnA)
1.6
G. Petrucci “Lezioni di Costruzione di Macchine”
Le fig.9-13 si riferiscono a vari casi di
sollecitazione caratterizzati da differenti
combinazioni delle tensioni principali. In
α1
σx
particolare vengono mostrati il cerchio di
τxy
Mohr, l’elementino con i lati i cui versori
sono paralleli agli assi x ed y e le
b
2α1
σy
C(σ1,0)
corrispondenti tensioni e un’elementino con
σn
D(σ2,0)
O
i lati i cui versori sono paralleli alle
direzioni principali e le tensioni (principali)
x
agenti. I cerchi sono tracciati a partire dalle
tensioni agenti sui piani di normale x ed y
α
B(σy ,−τxy)
σ2
σ2
(ritenute note) e rappresentati nei punti A e
σ1
B del cerchio e le direzioni principali sono
σ1
y
ottenute utilizzando il polo delle normali.
Fig.1.9 - Cerchio di Mohr nel caso di σ1>0 e σ2>0.
In modo del tutto analogo a quanto fatto
per il fascio di piani avente per asse x3 (fig.7), è possibile tracciare i cerchi di Mohr per i piani i cui versori n sono
perpendicolari a x1 e ad x2. I 3 cerchi (fig.14-16) risultano tangenti a due a due in corrispondenza dei punti
rappresentativi delle tensioni principali. Il cerchio più esterno è rappresentativo degli stati di sollecitazione più onerosi,
cui corrisponde la massima tensione tangenziale. In particolare nelle fig.16-17 si può osservare che il fascio di piani
più pericoloso è quello di asse x2 contenente le tensioni principali σ1 e σ3. Tutte le altre possibili coppie σn e τn,
relative alle giaciture non facenti parte dei tre fasci rappresentati dai cerchi di Mohr, sono comprese all’interno
dell’area compresa tra i 3 cerchi, che prende il nome di arbelo di Mohr. I cerchi di Mohr costituiscono una
rappresentazione bidimensionale dello stato di tensione comoda e completa.
τn
a
N
A(σx ,τxy)
1
τn
τn
A(σx ,τxy)
N
α1
A(0,τxy)
N
α1=π/4
σx
τxy
τxy
2α1=π/2
σy
2α1
σn
O
σn
O
x
B(σy ,−τxy)
σ2
σ2
σ1
x
α1
σ1
α1=π/4
y
σ2
y
σ1
Fig.1.11- Cerchio di Mohr nel caso di σ1>0 e σ2=−σ1 (tangenz.).
Fig.1.10 - Cerchio di Mohr nel caso di σ1>0 e σ2<0.
τn
σ1
σ2
B(0,−τxy)
N
N
σx
α1
α1
A(σx ,τxy) τn
N
σx
τxy
τxy
σy
2α1
σ2=0
O
2α1
σn
O
σ1=0
σy
σn
x
x
α1
σ1
B(σy ,−τxy)
σ1
α1
B(σy ,−τxy)
σ2
σ2
y
y
Fig.1.13 - Cerchio di Mohr nel caso di σ1=0 e σ2<0 (compr. monoass.).
Fig.1.12 - Cerchio di Mohr nel caso di σ1>0 e σ2=0 (tens. monoass.).
Ovviamente le informazioni su σn e τn contenute nei 3 cerchi sono relative ai soli 3 fasci di piani aventi per asse le
direzioni principali, mentre le informazioni contenute nelle (18) e (25) o (32) e (33) sono relative alla stella che
comprende tutte le direzioni che passano per il punto, tuttavia esse richiederebbero una rappresentazione costituita da
2 superfici definite rispettivamente nello spazio σn, nx, ny e τn, nx, ny decisamente poco pratica. Il fatto che nei cerchi di
Mohr siano rappresentati i fasci contenenti le tensioni massime e minime rende superflua la rappresentazione di
quanto accade nelle altre giaciture per le applicazioni pratiche.
τzx
τn
σy
σn
Fig.1.14 – I 3 cerchi di Mohr relativi a uno stato di sollecitazione puramente tangenziale nel quale σ1=−σ2.
Varie giaciture e i corrispondenti punti σ e τ sui cerchi di Mohr.
1.7
σz τ
zy
τyx
σx
Fig.1.15 – Caso di direzione z non
principale (τzx≠0 e τzy≠0).
G. Petrucci “Lezioni di Costruzione di Macchine”
τn
τn
a)
σ2
σn
σ3
σ1
σ3
τn
d)
c)
σn
σn
σ3
τn
b)
σ2
σ1
σn
σ1
σ2
σ1
σ3
σ2
Fig.1.16 - Cerchi di Mohr: a) σ1>0, σ3<σ2<0; b) σ1>σ2>0 e σ3<0; c) σ1>σ2>σ3>0, d) σ1<σ2<σ3<0.
Se la terna di riferimento scelta è tale che la direzione z non è principale, come in fig.15, è ancora possibile
tracciare dei cerchi di Mohr rappresentativi dello stato tensionale. In questo caso però, in corrispondenza delle
intersezioni di ciascun cerchio con l’asse σn, si vengono a determinare le cosiddette tensioni principali secondarie σ′i.
Nelle giaciture di tali tensioni risultano nulle le tensioni tangenziali ortogonali all’asse del fascio cui il cerchio di Mohr
si riferisce, cioè parallele al piano in cui le tensioni principali secondarie agiscono, ma sono diverse da zero quelle
parallele all’asse del fascio, tratteggiate nell’esempio di fig.15.
Infine è utile notare che se 2 tensioni principali sono uguali il cerchio di Mohr avente per fascio l’altra direzione
degenera in un punto. Nel caso di sollecitazioni nelle quali tutte e 3 le tensioni principali sono uguali, definito stato
tensionale idrostatico, tutti cerchi di Mohr degenerano nello stesso punto.
Stato di tensione piano
Lo stato di tensione nel punto P di un solido si definisce piano se il vettore di tensione ottenuto pn facendo variare la
giacitura n si mantiene parallelo ad un piano fisso. In questo caso, se si assume una terna di riferimento con gli assi x
ed y paralleli a tale piano, la matrice σ assume la seguente forma:
σ x τ yx
σ = τ xy σ y

 0
0
0
0

0
(1.42)
essendo le componenti di tensione in direzione z nulle, cioè σz=τyz=τxz=0. Si noti che τzx e τzy, anche se parallele al
piano xy, sono nulle per il principio di reciprocità essendo τxz=τyz=0. Per lo stesso motivo z risulta essere direzione
principale. I cerchi di Mohr di fasci x ed y passano per l’origine degli assi essendo σz=0. In questo caso l’orientazione
delle direzioni principali può essere identificata tramite un solo parametro, cioè l’angolo α1 tra la direzione σ1 e l’asse
x.
Si noti che lo stato di tensione è sempre piano sulle superfici non sollecitate da forze esterne. In tal caso, infatti, le
tensioni agenti su di esse risultano nulle e la direzione normale ad esse è anche direzione principale.
Gli invarianti (29) assumono la seguente forma:
I 3 = Det ( σ n ) =0
I 2 = σ xσ y − τ xy2
I1 = σ x + σ y
(1.43)
e l’equazione secolare (28) può essere risolta nel modo seguente:
σ1  σ x + σ y
σ −σy 
2
±  x
+ τ yx
=

σ2 
2
 2 
2
(1.44)
In questo caso si è assunta come direzione 3 quella per la quale la tensione principale è nulla (σ3=0).
L’eq.(18) che permette di determinare la tensione normale agente in una giacitura generica n si semplifica come
segue:
σ n = σ x nx2 + σ y ny2 + 2τ xy nx ny
(1.45)
In caso di stato di tensione piano, inoltre, le componenti σn e τn agenti su un piano ortogonale alla direzione z, la
cui normale forma un angolo α con l’asse x, ponendo nx=cosα, ny=sinα, possono essere espresse anche come:
σn =
σ x +σ y
2
+
σ x −σ y
2
cos 2α + τ xy sin 2α
τn = −
σ x −σ y
2
sin 2α + τ xy cos 2α
(1.46,47)
Le (46) e (47) possono essere ricavate rispettivamente dalla (45), utilizzando le formule trigonometriche di
bisezione, e sviluppando la (25a).
1.8
G. Petrucci “Lezioni di Costruzione di Macchine”
τn
τn
τn
σ3=0
σσ23==0
σn
σ2
σ1
σ2
σ3=0
σn
σ1
σ2=−σ1
σ1
Fig.1.17 - Cerchi di Mohr nel caso stato di tensione
piano per σ1>0, σ2>0 e σ1>0, σ2<0.
σn
Fig.1.18 - Cerchi di Mohr nel caso di stato di tensione
puramente tangenziale.
A sua volta, l’angolo α1 formato dall’asse x e la direzione principale n1 è dato dalla seguente espressione:
1
2
α1 = tan −1
2τ xy
(1.48)
σ x −σ y
Ricordando che il valore della tensione tangenziale massima è pari al raggio del cerchio di Mohr τmax=(σ1−σ2)/2,
utilizzando la (44), si ottiene:
 σ −σ y 
2
= ±  x
 + τ xy
 2 
2
τ max
(1.49)
Se si scelgono gli assi x ed y coincidenti con le direzioni principali (x≡1, y≡2) le espressioni (42) e (46,47,49) si
modificano come segue:
σ 1 0
σ =  0 σ 2
 0 0
σ n = σ 1 cos 2 α1 + σ 2 sin 2 α1
τn =
σ1 − σ 2
2
0
0
0
(1.50)
sen 2α1
τ max = ±
σ1 − σ 2
2
(1.51-53)
In fig.17 sono mostrati cerchi di Mohr rappresentativi di due casi di stato di tensione piana. Si osserva come 2
cerchi risultano sempre tangenti in corrispondenza dell’origine degli assi.
Un caso importante è quello di stato di tensione puramente tangenziale i cui cerchi di Mohr sono rappresentati
nelle fig.11 e 14 e riproposti in modo completo in fig.18. In questo caso esistono due piani ortogonali sui agisce solo
una tensione tangenziale τm, come nel caso della torsione pura (fig.19). Le tensioni principali agiscono su piani
formanti un angolo pari a π/4 con la direzione della τm e risultano essere rispettivamente σ1=τm e σ2=−σ1. La tensione
tangenziale τm è quindi la massima nel punto al variare della la giacitura e risulta pari alla massima tensione
principale. Lo stato di tensione puramente tangenziale è quello per il quale il rapporto la tensione tangenziale
massima e la massima tensione principale in valore assoluto, cioè τm/max{|σ1|,|σ2|}, è il più grande possibile, essendo,
in particolare, pari ad 1.
Con opportuna scelta degli assi cartesiani, la (42) si trasforma nella (54) e la (50) nella (55):
τ yx = τ m
 0

σ = τ xy = τ m
0
 0
0
0
σ 1 = τ xy

σ 2 = −σ 1 = −τ xy
σ= 0
 0
0
0
0 
0 
Mt
σn
(1.54,55)
Mt
τxy
τn
0
0
0
σ1
x
τn
σn
σ2
y
Fig.1.19 – Stato di tensione puramente tangenziale sulla superficie di un elemento sottoposto a torsione: a sinistra le tensioni tangenziali
cartesiane agenti in un punto della superficie, a destra le tensioni principali nello stesso punto. Accanto i punti corrispondenti sul cerchio
di Mohr.
1.9
G. Petrucci “Lezioni di Costruzione di Macchine”
Versori, coseni direttori e coordinate sferiche
È opportuno fornire alcune precisazioni riguardanti l’uso dei versori per la determinazione della giacitura rispetto alla
quale si desidera valutare il vettore tensione. In fig.20 è mostrato un esempio di versore nel piano (fig.20a) e un
esempio di versore nello spazio (fig.20b).
Le componenti del versore di una direzione sono uguali ai coseni direttori della retta parallela alla direzione stessa
e sono posti in funzione degli angoli α, β e γ formati dal versore con gli assi di riferimento x, y, z mediante la ovvia
relazione
 nx   cos α 
n =  ny  = cos β 
 nz   cos γ 
(1.56)
Le convenzioni sul verso di misura degli angoli sono mostrate in fig.20. È interessante notare che ai fini
dell’identificazione della giacitura del piano su cui agisce la tensione, il verso del versore non ha rilevanza, cioè un
versore e il suo opposto, ottenibile cambiando di segno tutte le componenti, identificano la stessa direzione.
Nel caso piano, come già visto in precedenza, la determinazione delle componenti del versore secondo una
direzione desiderata è molto semplice (fig.20c). Infatti, ricordando che in questo caso è sufficiente considerare un solo
angolo, ad esempio l’angolo α in quanto l’angolo γ risulta pari a 90°, si ottiene:
cos α 
n =  sin α 
 0 
(1.57)
Nel caso tridimensionale l’identificazione delle componenti di n tramite i coseni direttori è decisamente meno
agevole (fig.20b). Spesso può essere opportuno utilizzare le coordinate sferiche nelle quali la direzione può essere
identificata per mezzo degli angoli φ e θ mostrati in fig.20d. In particolare φ (−π≤φ≤π) è l’angolo che la proiezione del
versore sul piano xy forma con l’asse x (detto azimut) e θ≡γ (0≤θ≤π) è l’angolo che il versore forma con l’asse z (detto
elevazione). In questo caso, con semplici considerazioni trigonometriche, è possibile mostrare che il versore n assume
la seguente forma:
 cos φ sin θ 
n =  sin φ sin θ 
 cos θ 
(1.58)
Come è ovvio e facilmente verificabile, i moduli dei versori espressi dalle (57-58) sono unitari.
È utile anche la relazione che lega gli angoli φ e θ agli angoli α, β, γ o alle componenti del versore n:
cos β   −1 ny

φ   tan −1
 tan
nx
cos α  = 
θ  = 

 
1
−
γ

  cos nz




(1.59)
Una direzione di un certo interesse è quella della trisettrice, cioè la retta che forma uguali angoli con tutti e tre assi
coordinati (fig.21). È utile notare che, mentre nel caso piano, la bisettrice degli assi x ed y forma con detti assi un
angolo di 45°, nel caso tridimensionale, la trisettrice del 1° quadrante forma con gli assi angoli α=β=γ=54.74°. Ciò è
facilmente dimostrabile dovendo essere 1=(nx2+ny2+nz2)0.5=(n2+n2+n2)0.5=(3n2)0.5, da cui risulta n=(1/3)0.5=0.5774 ed
α=β=γ=cos−1(0.5774)≈54.74°. La trisettrice del 1° quadrante può essere identificata con angoli φ e θ pari
rispettivamente a φ=45° e θ≡γ=54.74° (φ=0.7854 rad, θ=0.9553 rad). Si noti che le trisettrici dei 4 quadranti non sono
mutuamente ortogonali.
z
z
z
γ
γ
x
α
(a)
α
β
n
n
y
y
x
(b)
σ3
n
α
x
θ=54.74°
n
α=54.7°
β=54.7°
y
x
(c)
n
γ=54.7°
y
β
β
θ
φ
σ1
σ2
φ=45°
(d)
Fig.1.20 – (a,b) Versori nel piano e nello spazio; convenzioni sulla misura degli angoli α, β e γ.
(c,d) Determinazione pratica delle componenti dei versori; l’angolo α (c) e gli angoli
θ e φ (d).
1.10
Fig.1.21 – La trisettrice del primo
quadrante: α=β=γ=54.74°,
φ=45°, θ=54.74°.
G. Petrucci “Lezioni di Costruzione di Macchine”
Leggi di trasformazione degli assi
Come detto, fissato il punto del solido, le componenti della
matrice σ assumono valori differenti al variare
dell’orientamento della terna di riferimento. Nel caso
bidimensionale, se xy e x′y′ sono due sistemi di assi con
origine coincidente nel punto del solido, giacenti nello stesso
piano e formanti un angolo α positivo se antiorario (fig.21),
ponendo m=cosα e n=senα, le componenti cartesiane della
tensione riferite al secondo sistema di assi possono essere
espresse in funzione di quelle riferite al primo mediante la
seguente relazione:
τxy
σy′
τx′y′
σy
y
y′
σx
σx′
y
τx′y′
τxy
x′
α x
x
Fig.1.21 – A sinistra le componenti di tensione in un punto
rispetto ad assi iniziali x, y, a destra le componenti rispetto a
nuovi assi x′, y′.
 σ x′   m 2
n2
−2 m n 

   2
m2
2mn 
 σ y′  =  n
τ x′y ′   m n −m n m 2 − n 2 
  

σ x 
 
σ y 
τ xy 
 
(1.60)
Nel caso tridimensionale, siano xyz e xʹyʹzʹ due sistemi di assi con origine coincidente e ruotati tra loro di 3 angoli
indipendenti nel caso più generale, come in fig.22. Il tensore degli sforzi σxʹyʹzʹ in assi xʹyʹzʹ ruotati rispetto agli assi
iniziali xyz può essere ottenuto a partire dal tensore σxyz (6) con la seguente relazione
 σ x′ τ y′x′ τ z′x′ 
σ x τ yx τ zx 



T 
τ x′y′ σ y′ τ z ′y′  = N τ xy σ y τ zy  N
τ x′z′ τ y′z′ σ z′ 
τ xz τ yz σ z 




(1.61)
nella quale la matrice di rotazione N può essere espressa come
N = n x′
n y′
n z′ 
(1.62)
essendo nx′, ny′ ed nz′ i versori delle rette parallele agli assi xʹyʹzʹ con le componenti espresse rispetto agli assi xyz, cioè
 cos α x′ 
n x′ =  cos β x′ 
 cos γ x′ 
 cos α z′ 
n z′ =  cos β z′ 
 cos γ z′ 
cos α y′ 


n y′ = cos β y′ 
 cos γ y′ 


(1.63a-c)
Nelle (63) αxʹ, βxʹ e γxʹ sono rispettivamente gli angoli formati tra gli assi x, y e z e l’asse xʹ, αyʹ, βyʹ e γyʹ gli angoli tra
gli assi x, y e z e l’asse yʹ, αzʹ, βzʹ e γzʹ gli angoli tra gli assi x, y e z e l’asse zʹ (fig.22). In base alle (63) N assume la
seguente forma
cos α x′

N = cos β x′
 cos γ x′

cos α y′
cos β y′
cos α z′ 

cos β z′ 
cos γ z′ 
cos γ y′
(1.64)
I nove angoli presenti nelle (63-64) sono dipendenti tra loro in quanto i 3 assi cui fanno riferimento sono
mutuamente ortogonali. La posizione relativa dei due sistemi d’assi può essere identificata mediante 3 soli angoli
indipendenti, ad esempio i 3 angoli definiti di imbardata (yaw) φ′, beccheggio (pitch) θ′ e rollio (roll) ω′ mostrati in
fig.23. Il verso degli angoli è positivo se antiorario (guardando l’angolo dalla punta dell’asse di rotazione, ovvero se
z
z
zʹ
z
zʹ
zʹ
γzʹ
γyʹ
γxʹ
αzʹ
yʹ
x′
x
αzʹ
yʹ
x
βxʹ
yʹ
x′
x′
αxʹ
βzʹ
βyʹ
αyʹ
y
y
x
y
Fig.1.22 – Trasformazione d’assi: gli angoli α, β, γ tra gli assi x, y e z e gli assi il versore dell’asse cui fa riferimento il pedice.
1.11
G. Petrucci “Lezioni di Costruzione di Macchine”
viene rispettata la regola della mano destra): ad esempio in fig.23 gli angoli φ′ e ω′ sono positivi, mentre l’angolo θ′ è
negativo. È opportuno sottolineare il fatto che la convenzione del segno relativa all’angolo di rotazione φ′ è simile a
quella della coordinata sferica φ, mentre quella relativa all’angolo di rotazione θ′ è differente.
Utilizzando la (58) è possibile dimostrare che i versori degli assi xʹyʹzʹ possono essere posti in relazione con gli
angoli φʹ, θʹ e ωʹ mediante le seguenti relazioni:
 cos α y′   cos φ ′ sin θ ′ sin ω ′ − sin φ ′ cos ω ′ 


n y′ =  cos β y ′  = sin φ ′ sin θ ′ sin ω ′ + cos φ ′ cos ω ′
 cos γ y ′  

cos θ ′ sin ω ′


 cos α x′   cos φ ′ cos θ ′
n x′ =  cos β x′  =  sin φ ′ cos θ ′ 
 cos γ x′   − sin θ ′ 
 cos α z′  cos φ ′ sin θ ′ cos ω ′ + sin φ ′ sin ω ′
n z′ =  cos β z′  = sin φ ′ sin θ ′ cos ω ′ − cos φ ′ sin ω ′ 
 cos γ z′  

cos θ ′ cos ω ′
(1.65a-c)
da cui la matrice N può essere riscritta come
 cos φ ′ cos θ ′ cos φ ′ sin θ ′ sin ω ′ − sin φ ′ cos ω ′ cos φ ′ sin θ ′ cos ω ′ + sin φ ′ sin ω ′
N =  sin φ ′ cos θ ′ sin φ ′ sin θ ′ sin ω ′ + cos φ ′ cos ω ′ sin φ ′ sin θ ′ cos ω ′ − cos φ ′ sin ω ′ 
 − sin θ ′

cos θ ′ sin ω ′
cos θ ′ cos ω ′
z
zʹ
φʹ
θʹ
φʹ
zʹ
z
θʹ
ωʹ
yʹ
xʹ
xʹ
φʹ
y
z
yʹ
yʹ
x
ωʹ
zʹ
x
φʹ
xʹ
θʹ
(1.66)
θʹ
ωʹ
ωʹ
x
y
y
Fig.1.23 – Trasformazione d’assi: gli angoli φ ′ (imbardata) rispetto all’asse z, θ ′ (beccheggio) rispetto alla nuova posizione dell’asse y, ω′ (rollio)
rispetto all’asse xʹ.
Tensioni ottaedriche, tensori idrostatico e deviatorico, invarianti
I 4 piani le cui normali sono parallele alle trisettrici degli assi principali sono detti piani ottaedrici (fig.24). Tale
definizione nasce dal fatto che disegnando 2 coppie di piani simmetrici rispetto all’origine degli assi per ciascuna delle
4 trisettrici si genera un ottaedro (similmente a come, disegnando 3 coppie di piani simmetrici rispetto all’origine per
ciascuna delle tre direzioni principali si genera un cubo).
Come visto nel precedente paragrafo, le trisettrici delle direzioni principali formano con gli assi principali angoli
uguali di 54.74°, per cui i versori n che identificano i piani corrispondenti hanno ciascuna componente pari a
n=(1/3)0.5=0.5774 in valore assoluto. Utilizzando le equazioni (32) e (33) o (34), che consentono di ottenere le tensioni
per assegnata giacitura, si può mostrare che le tensioni normali e tangenziali agenti sui piani ottaedrici (fig.24), dette
tensioni ottaedriche, sono date dalle seguenti equazioni:
σh =
σ1 + σ 2 + σ 3
τ h = 13
3
(σ 1 − σ 2 ) + (σ 2 − σ 3 ) + (σ 1 − σ 3 )
2
2
2
(1.67,68)
La (68) può essere scritta anche come
τh =
2
3
σ 12 + σ 22 + σ 32 − (σ 1σ 2 + σ 2σ 3 + σ 1σ 3 )
(1.69)
o, in coordinate cartesiane, come
τh =
2
3
σ x2 + σ y2 + σ z2 − (σ xσ y + σ yσ z + σ zσ y ) + 3 (τ xy2 + τ yz2 + τ zx2 )
(1.70)
È interessante osservare che la σh e la τh possono essere riscritte in funzione del primo e del secondo invariante
delle tensioni (29a,b) come segue:
1.12
G. Petrucci “Lezioni di Costruzione di Macchine”
σ2
σ2
σh
τh
σ1
n
54.7°
54.7°
54.7°
σ1
σ3
σ3
Fig.1.24 – L’ottaedro e il piano ottaedrico relativo al primo quadrante.
σ h = 13 I1
τh =
2
3
I12 − 3I 2
(1.71,72)
Un’altra caratteristica interessante delle tensioni ottaedriche riguarda il fatto che esse sono legate a valori medi
delle tensioni agenti nel punto, valutati rispetto a tutte le giaciture, cioè considerando le direzioni che si ottengono al
variare degli angoli θ e φ in tutto il loro campo di definizione. In particolare, dalla (67) si osserva che la tensione σh è
pari alla media delle tensioni principali σmed, mentre dalla seguente relazione
τh =
1
4π
π π
∫π ∫ τ (φ ,θ )
n
−
2
sinθ dφ dθ
(1.73)
0
si osserva che la tensione τh è pari alla radice quadrata del valor quadratico medio delle tensioni tangenziali che
agiscono secondo tutte le giaciture.
Nel caso in cui le tre tensioni principali agenti in un punto del solido sono uguali e pari ad un valore costante σ0,
cioè si ha σ1=σ2=σ3=σ0, è facile verificare che per qualunque giacitura n passante per il punto si ha σn=σ0=σh e
τn=τh=0. Questo stato tensionale si definisce stato di tensione idrostatico.
Come si vedrà nell’apposito capitolo, questo tipo di sollecitazione è importante nello sviluppo delle teorie relative
alla resistenza dei materiali soggetti a tensioni, in quanto, in generale, i materiali possono sopportare tensioni
idrostatiche estremamente maggiori di quelle monoassiali. Da questa osservazione sperimentale si ricava il fatto che
gli stati tensionali sono tanto più pericolosi quanto più si differenziano rispetto a quello idrostatico. Qualunque stato
tensionale può essere scomposto nella somma di uno stato tensionale idrostatico e di un altro dato dalla differenza tra
lo stato di tensione originale e quello idrostatico stesso:
σ x τ yx τ zx  σ 0 0 0  σ x − σ 0 τ yx
τ zx 

 


σ = τ xy σ y τ zy  = 0 σ 0 0  +  τ xy σ y − σ 0 τ zy 


τ xz τ yz σ z   0 0 σ 0   τ xz
τ yz σ z − σ 0 



(1.74)
Nel caso in cui la tensione idrostatica scelta è pari alla media delle tensioni principali, ovvero alla tensione
ottaedrica, cioè
σ0 =
σ1 + σ 2 + σ 3
3
=
σ x +σ y +σ z
3
=
I1
= σ h = σ med
3
(1.75)
il secondo stato tensionale è definito deviatorico e si ha:
σ x τ yx τ zx  σ h 0 0  σ x − σ h τ yx
τ zx  σ h 0 0  σ x′ τ yx τ zx 

 





σ = τ xy σ y τ zy  = 0 σ h 0 +  τ xy σ y − σ h τ zy  =  0 σ h 0  + τ xy σ ′y τ zy 




τ xz τ yz σ z   0 0 σ h   τ xz
τ yz σ z − σ h   0 0 σ h  τ xz τ yz σ z′ 
(1.76)
nella (76) le tensioni σ′i (i=x,y,z) sono dette tensioni ridotte
σ i′ = σ i − σ h
Se ci si riferisce alle tensioni principali, la (76) può essere scritta come
1.13
(1.77)
G. Petrucci “Lezioni di Costruzione di Macchine”
σ 1 0 0  σ h 0 0  σ 1′ 0 0 
σ =  0 σ 2 0  =  0 σ h 0  +  0 σ 2′ 0 

 
 

 0 0 σ 3   0 0 σ h   0 0 σ 3′ 
(1.78)
In definitiva le (74-78) mostrano che il tensore rappresentativo di qualsiasi stato tensionale può essere scomposto
nella somma dei tensori idrostatico e deviatorico.
È possibile definire degli invarianti anche per le tensioni ridotte:
J 1 = σ 1′ + σ 2′ + σ 3′ = σ x′ + σ ′y + σ z′ = 0
2
2
2
J 2 = 13 I12 + I 2 = 16 (σ 1 − σ 2 ) + (σ 2 − σ 3 ) + (σ 1 − σ 3 ) 


J 3 = I3 +
I I2 +
1
3 1
2
27
(1.79a-c)
I13
Utilizzando le definizioni (79) e ricordando le (71-72) è possibile dimostrare che la tensione tangenziale ottaedrica
è proporzionale all’invariante J2, quindi le espressioni delle tensioni ottaedriche possono essere sintetizzate con le
seguenti relazioni:
σ h = 13 I1
τh =
2
3
I12 − 3I 2 =
2
3
J2
(1.80,81)
L’invariante J2 può essere espresso in funzione delle tensioni cartesiane come:
2
2
2
J 2 = 16 (σ x − σ y ) + (σ y − σ z ) + (σ z − σ x )  + τ xy2 + τ yz2 + τ zx2


1.14
(1.82)
G. Petrucci “Lezioni di Costruzione di Macchine”
La posizione del vettore τn sul piano di normale n
Come detto, la tensione agente su un generico piano, la cui giacitura è identificata dal versore n o dalle coordinate
sferiche φn e θn, è costituita da un vettore pn=σn (9,10,15) scomponibile in un componente normale σn (19), parallelo
ad n, e un componente tangenziale τn (21), che giace sul piano. Nel caso di sollecitazioni statiche la posizione del
vettore τn non è di particolare interesse, mentre nel caso di sollecitazioni variabili nel tempo, soprattutto nell’analisi di
fatica multiassiale, può essere necessario determinare le diverse posizioni assunte da τn sul piano al variare del tempo.
Per determinare in modo completo la posizione del vettore τn nel piano di normale n è opportuno stabilire un
sistema di coordinate cartesiane nuv avente un asse coincidente con la direzione n stessa ed assi u e v ortogonali ad n,
opportunamente orientati nel piano (fig.25). Identificando la direzione n mediante le coordinate sferiche φn, θn
(fig.25a), un sistema di assi nuv può essere ottenuto assegnando 2 rotazioni rigide al sistema di riferimento xyz in
modo che l’asse x vada a coincidere con la direzione della normale n. In particolare viene assegnata al sistema una
prima rotazione pari a φn attorno all’asse z e una successiva rotazione pari a π/2−θn attorno alla posizione assunta
dall’asse y dopo la prima rotazione. Operando in questo modo (fig.25b):
• l’asse u risulta giacente nel piano xy, è ortogonale ad n e v, con verso tale che la terna nuv risulti levogira;
• l’asse v si viene a trovare all’intersezione tra il piano di normale n e il piano contenente il vettore n e l’asse z.
Le coordinate sferiche delle direzioni u e v possono essere ottenute da quelle di n mediante le seguenti relazioni:
φu  φn + π 2 
 =

θu   π 2 
φv   φn − π 
θ  = π 2 − θ 
n
 v 
(1.83,84)
A loro volta le componenti cartesiane dei versori n, u e v possono essere ottenute mediante la (1.58) come
 cos φn sin θ n 
n =  sin φn sin θ n 
 cos θ n 
 cos φu sin θu   − sin φn 

u =  sin φu sin θu  =  cos φn 
 cos θu   0 
cos φv sin θv   − cos φn cos θ n 
v =  sin φv sin θv  =  − sin φn cos θ n  (1.85a-c)
 cos θv  

sin θ n
Utilizzando questo sistema di coordinate, il vettore tensione agente sul piano di normale n (fig.26) può essere
espresso come
p nuv = [σ n τ u τ v ]
T
(1.86)
Le componenti del vettore (86) possono essere valutate effettuando il prodotto scalare tra il vettore pn=σn (15) e i
versori n, u, v (85) mediante le seguenti relazioni:
σ n = n ⋅ p n = nɶ p n
τ u = u ⋅ p n = uɶ p n
τ v = v ⋅ p n = vɶ p n
(1.87a-c)
Se utile, il modulo di τn e l’angolo formato con l’asse u (fig.26) possono essere ottenuti come
τ n = τ u2 + τ v2
β = tan −1 τ v τ u
(1.88)
In definitiva, la determinazione della posizione del vettore τn nel piano di normale n può essere effettuata
determinando i versori n, u e v mediante le (85) e le componenti di tensione mediante le (87), utilizzando le sole
coordinate sferiche φn-θn, oppure le 3 coppie di coordinate φn-θn e φu-θu, φv-θv ottenute con le (83,84).
Naturalmente se la direzione n coincide con una delle direzioni cartesiane xyz, gli assi u e v coincidono con le altre
due direzioni cartesiane stesse e il vettore pnuv (86) può essere rappresentato direttamente con uno dei vettori px, py o pz
(5a-c).
a)
b)
z
v
θn
z
v
n
c)
θu
z
v
n
φv
y
x
n
y
φv=φn−180°
u
y
φu=φn+90°
90°
180°
x
v
v
90°
φu
φn
θu=90°
θv=90°−θn
θn
u
u
x
θv
90°−θn
τn
σn
τv
n
u
τu
τv
τn
β
u
τu
φn
Fig.1.25 – Sistema di assi nuv e coordinate sferiche dei versori. a) orientazione del versore n,
b) orientazione dei versori u e v, c) relazioni tra gli angoli.
1.15
Fig.1.26 – Componenti nuv del vettore tensione pn.
G. Petrucci “Lezioni di Costruzione di Macchine”
w
b)
z
v
w
a)
v
τw
n
y
x
u
τu
P
τv senχ
τu cosχ
χ
τu
P
τw
τn
τv
χ
φn
τw
χ
τn
τv
u
d)
v
χ
θn
w
c)
u
Fig.1.27 – a) Le coordinate nuv e l'asse w, formante un angolo χ con l’asse u; b-d) Proiezioni del vettore τn lungo l’asse w.
In alternativa alle componenti cartesiane τu e τv, in alcuni casi, è utile determinare la proiezione del vettore τn lungo
un asse w formante un angolo χ con l’asse u (fig.27a,b), definita τw. Proiettando le componenti τu e τv lungo l’asse w
(fig.27c,d) e ricordando le (87b,c) si ottiene
τ w = τ u cos χ + τ v sin χ = ( uɶ cos χ + vɶ sin χ ) p n
(1.89)
Introducendo il vettore w definito come
 − sin φn cos χ − cos φn cos θ n sin χ 
w = u cos χ + v sin χ =  cos φn cos χ − sin φn cos θ n sin χ 


sin θ n sin χ
(1.90)
la (89) può essere riscritta convenientemente come
τ w = w ⋅ p n = wɶ p n
(1.91)
Ovviamente i valori di τw per χ=0 e χ=π/2 coincidono con le componenti τu e τv.
Nel caso dell'analisi di fatica multiassiale i tensori degli sforzi nei diversi punti della struttura sono funzione del
tempo e, in generale, la determinazione delle componenti del vettore pnuv deve essere effettuata teoricamente in tutte le
giaciture centrate nei punti analizzati. Volendo descrivere l’andamento nel tempo delle tensioni agenti su ciascuna
giacitura, le grandezze di interesse, matriciali, vettoriali e scalari, risultano funzione delle variabili t e/o φn, θn e χ
definite nei campi 0≤t<T, −π/2≤φn<π/2, 0≤θn<π, 0≤χ<π. Ovviamente l'analisi numerica richiede che le variabili t, φn,
θn e χ vengano opportunamente discretizzate.
Al fine di semplificare la gestione delle variabili vettoriali e matriciali e di aumentare la velocità di esecuzione è
possibile introdurre, in luogo del tensore σ, un vettore s contenente le 6 componenti di tensione, così definito:
s = σ x σ y σ z τ xy τ xz τ yz 
T
(1.92)
e i vettori riga nn, un, vn ed wn loro volta definiti come:
nn =  nx2
un = u x nx
vn =  vx nx
w n =  wx nx
u y ny
v y ny
wy n y
n y2
nz2
2 nx n y
2 nx nz
2n y nz 
u z nz
u x n y + u y nx
u x nz + u z n x
u y nz + u z n y 
v z nz
v x n y + v y nx
v x nz + v z nx
v y nz + vz n y 
wx n y + wy nx
wx nz + wz nx
wz nz
wy nz + wz n y 
(1.93a-d)
in modo che le relazioni (87a-c) possano essere convenientemente riscritte nel modo seguente:
σ n = nns
τ u = uns
e la relazione (91) come:
τ w = w ns
τ v = vns
(1.94a-c)
(1.95)
Notare come la (94a) fornisca la (18) qui riscritta:
σ n = σ x nn2 + σ y nn2 + σ z nn2 + τ xy nn + τ xz nn + τ yz nn =
1
2
3
4
5
6
= σ n + σ y n + σ z n + 2τ xy nx n y + 2τ xz nx nz + 2τ yz n y nz
2
x x
2
y
2
z
1.16
(1.18)
G. Petrucci “Lezioni di Costruzione di Macchine”
EQUAZIONI DELLO STATO TENSIONALE
Tensore
Tensore Stato Piano
σ x τ yx τ zx 


σ = τ xy σ y τ zy 
τ xz τ yz σ z 
σ 1 0 0 
σ =  0 σ 2 0 
 0 0 σ 3 
Invarianti
σ 1 0
σ =  0 σ2
0 0

σ x τ xy
σ = τ yx σ y

0
0
0
0
0
0
0

0
Invarianti nel piano
I1 = σ x + σ y + σ z
I1 = σ 1 + σ 2 = σ x + σ y
2
2
I 2 = σ xσ y + σ yσ z + σ zσ x − τ xy
− τ yz
− τ zx2
Equazione secolare
I 3 = σ xσ yσ z + 2τ xyτ yzτ zx − σ τ − σ τ − σ τ
σ n3 − I1σ n2 + I 2σ n − I3 = 0
Versore nello spazio e nel piano
Coordinate sferiche
2
x yz
2
y zx
 nx   cos α  cos φ sin θ 
n =  ny  = cos β  =  sin φ sin θ 
 nz   cos γ   cos θ 
I 2 = σ 1σ 2 = σ xσ y − τ xy2
2
z xy
cos α 
n =  sin α 
 0 
cos β   −1 ny

φ   tan −1
 tan
nx
cos α  = 
θ  = 

 
−
1
γ

  cos nz




Tensioni sul piano di normale n (α1=angolo tra la direzione n e la direzione 1; α angolo tra la direzione n la direzione x)
τn = pn − σn
σ n = nɶ p nn
σ n = nɶ σ n n
pn = σ n
τ n = ( σ − nɶ σ n ) n
σ n = nɶ pn = nɶ σ n τ n =
∑τ
i= x, y, z
2
ni
n′ = τ n τ n
σ n = σ 1n12 + σ 2 n22 + σ 3 n32
σ n = σ x nx2 + σ y n 2y + σ z nz2 + 2τ xy nx n y + 2τ yz n y nz + 2τ xz nx nz
σ n = σ 1n12 + σ 2 n22
σ n = σ x nx2 + σ y ny2 + 2τ xy nx ny
σn =
σ1 + σ 2
2
+
σ1 − σ 2
2
cos 2α1
σn =
σ x +σ y
2
τ n = σ 12 n12 + σ 22 n22 + σ 32 n32 − (σ 1n12 + σ 2 n22 + σ 3 n32 ) =
2
τ n = (σ 1 − σ 2 ) n1n2
τn = ±
σ1 − σ 2
2
+
σ x −σ y
2
(σ − σ )
1
2
cos 2α + τ xy sen 2α
2
n12 n22 + (σ 2 − σ 3 ) n22 n32 + (σ 3 − σ 1 ) n32 n12
2
2
 σ x −σ y

sin 2α − τ xy cos 2α 
 2

τn = ±
sen 2α1
Cerchi di Mohr
(σ n − σ 1 )(σ n − σ 2 ) + τ
2
n
σ1 + σ 2 

 σ1 − σ 2 
2
σ n −
 +τn − 
 =0
2 

 2 
2
=0
Tensioni normali - caso piano
2
Tensioni tangenziali- caso piano
σ1  σ x + σ y
 σ −σ y 
2
±  x
=
 + τ xy
σ2
2
 2 
σ + σ 2 σ1 − σ 2
σ x, y = 1
±
cos 2α1
 σ −σ y 
2
τ max = ±
=±  x
 + τ xy
2
 2 
2
σ −σ
1
2
τ xy = ± 1 2 sin 2α1 =
( σ 1 − σ 2 ) − (σ x − σ y )
2
2
Angolo α1 tra l'asse x e la direzione n1
Relazioni tra σx e σy
tan 2α1 =
σy =σx ±
2
2
2
2τ xy
σ x −σ y
sin 2α1 = 2sin α1 cos α1 = ±
τn
1
2
(σ 1 − σ 2 )
Differenza tra le tensioni principali
σ1 − σ 2 =
σ x −σ y
=
cos 2α1
(σ
(σ 1 − σ 2 ) − 4τ xy2
σ y = σ x − (σ 1 − σ 2 ) cos 2α1
2
2
σ y = σ x ± 2 τ max
− τ xy2
Differenza tra le tensioni normali cartesiane
− σ y ) + 4τ xy2
2
x
2
σ1 − σ 2
σ x − σ y = ± (σ 1 − σ 2 ) cos 2α1 = ± (σ 1 − σ 2 ) − 4τ xy2
2
1.17
G. Petrucci “Lezioni di Costruzione di Macchine”
Tensioni ottaedriche - Tensore deviatorico ed invarianti
σh =
σh =
σ1 + σ 2 + σ 3
3
σ x +σ y +σ z
3
σ h = 13 I1
(σ 1 − σ 2 ) + (σ 2 − σ 3 ) + (σ 1 − σ 3 )
τ h = 13
2
2
2
τh =
2
3
σ 12 + σ 22 + σ 32 − (σ 1σ 2 + σ 2σ 3 + σ 1σ 3 )
τh =
2
3
σ x2 + σ y2 + σ z2 − (σ xσ y + σ yσ z + σ zσ y ) + 3 (τ xy2 + τ yz2 + τ zx2 )
τh =
2
3
I12 − 3I 2 =
2
3
J2
σ i′ = σ i − σ h
J 1 = σ 1′ + σ 2′ + σ 3′ = σ x′ + σ ′y + σ z′ = 0
2
2
2
J 2 = 13 I12 + I 2 = 61 (σ 1 − σ 2 ) + (σ 2 − σ 3 ) + (σ 1 − σ 3 ) 


2
2
2
J 2 = 16 (σ x − σ y ) + (σ y − σ z ) + (σ z − σ x )  + τ xy2 + τ yz2 + τ zx2


J3 = I3 +
I I2 +
1
3 1
2
27
I13
σ 1 0 0  σ h 0 0  σ 1′ 0 0 
σ =  0 σ 2 0  =  0 σ h 0  +  0 σ 2′ 0 

 
 

 0 0 σ 3   0 0 σ h   0 0 σ 3′ 
σ x τ yx τ zx  σ h 0 0  σ x′ τ yx τ zx 




σ = τ xy σ y τ zy  =  0 σ h 0  + τ xy σ ′y τ zy 
τ xz τ yz σ z   0 0 σ h  τ xz τ yz σ z′ 




Legge di trasformazione degli assi delle componenti cartesiane della tensione nel piano
 σ x′   cos 2 α
  
2
 σ y′  =  sin α
τ x′y′  cos α sin α
  
sin 2 α
cos α
2
− cos α sin α
−2 cos α sin α 

2 cos α sin α 
cos 2 α − sin 2 α 
σ x 
 
σ y 
τ xy 
 
Legge di trasformazione degli assi delle componenti cartesiane della tensione nello spazio
σ x′y′z′ = N σ xyz N
T
N = n x′
n y′
n z′ 
 cos α x′

N =  cos β x′
 cos γ x′

cos α y′
cos β y ′
cos γ y ′
cos α z′ 

cos β z′ 
cos γ z′ 
 cos φ ′ cos θ ′ cos φ ′ sin θ ′ sin ω ′ − sin φ ′ cos ω ′ cos φ ′ sin θ ′ cos ω ′ + sin φ ′ sin ω ′
N =  sin φ ′ cos θ ′ sin φ ′ sin θ ′ sin ω ′ + cos φ ′ cos ω ′ sin φ ′ sin θ ′ cos ω ′ − cos φ ′ sin ω ′ 
 − sin θ ′

cos θ ′ sin ω ′
cos θ ′ cos ω ′
1.18
G. Petrucci “Lezioni di Costruzione di Macchine”
Il vettore pnuv
p nuv = [σ n τ u τ v ]
β = tan −1 τ v τ u
τ n = τ u2 + τ v2
T
pn = σ n
σ n = n ⋅ p n = nɶ p n
τ u = u ⋅ p n = uɶ p n
τ v = v ⋅ p n = vɶ p n
 cos φn sin θ n 
n =  sin φn sin θ n 
 cos θ n 
 cos φu sin θu   − sin φn 
u =  sin φu sin θu  =  cos φn 
 cos θu   0 
 cos φv sin θv   − cos φn cos θ n 
v =  sin φv sin θ v  =  − sin φn cos θ n 
 cos θv  

sin θ n
φn 
θ 
 n
φu  φn + π 2 
θ  =  π 2 

 u 
φv   φn − π 
θ  = π 2 − θ 
n
 v 
La componente τw
 − sin φn cos χ − cos φn cos θ n sin χ 
w = u cos χ + v sin χ =  cos φn cos χ − sin φn cos θ n sin χ 


sin θ n sin χ
τ w = w ⋅ p n = wɶ p n
Componenti σn, τu, τv e τw
σ x 
σ y 
 
σ
s= z
τ xy 
τ 
 xz 
τ yz 
σ n = nns
nn =
τ u = uns
un = u x nx
u y ny
u z nz
u x n y + u y nx
τ v = vns
v n =  vx nx
v y ny
v z nz
v x n y + v y nx
τ w = w ns
w n =  wx nx
 nx2

n 2y
nz2
2 nx n y
wy n y
1.19
wz nz
2 nx nz
2n y nz 
u x nz + u z nx
wx n y + wy nx
v x nz + v z nx
u y nz + u z n y 
v y nz + vz n y 
wx nz + wz nx
wy nz + wz n y 
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