Solidi assialsimmetrici: tubi, serbatoi, dischi
Lecture 16
Introduzione
• Con il termine «solidi assialsimmetrici» intendiamo
quei componenti riconducibili a solidi di rotazione (tubi, dischi, etc.)
• Obiettivo: determinazione dello stato di
sforzo/deformazione conseguente all’applicazione di sollecitazioni (principalmente carico di pressione)
• Tubi spessi vs tubi a parete sottile: nei secondi lo spessore è trascurabile rispetto al raggio.
Tubi a parete spessa
• Corpo cilindrico cavo soggetto a pressione interna e/o esterna
• Geometria e sollecitazione assialsimmetrica
• Stato di sforzo piano ( o deformazione piana)
• La trattazione che ne deriva è applicabile ad altri organi meccanici quali mozzi, dischi, serbatoi, etc.
Tubi a parete spessa: deformazioni
Ipotesi:
• Sistema di riferimento in coordinate polari: (r, t, z)
• Stato di sforzo piano: sz=0
• Deformazione radiale er:
• u spostamento radiale
z
r
A
A’
B
B’
𝜀𝑟 = 𝐴′𝐵′ − 𝐴𝐵
𝐴𝐵 = 𝑑𝑢 𝑑𝑟
Tubi a parete spessa: deformazioni
Ipotesi:
• Sistema di riferimento in coordinate polari: (r, t, z)
• Stato di sforzo piano: sz=0
• Deformazione circonferenziale et:
• u spostamento radiale
• Deformazione assiale ezè non nulla ed indipendente da u.
𝜀𝜏 = 2𝜋 𝑟 + 𝑢 − 2𝜋𝑟
2𝜋𝑟 = 𝑢
𝑟
Tubi a parete spessa: equilibrio delle forze
• Equilibrio in direzione radiale:
𝑑𝜎𝑟
𝑑𝑟 + 𝜎𝑟 − 𝜎𝑡
𝑟 = 0
dz
r
σz
dϕ
𝑑(𝜎𝑟𝑟)
𝑑𝑟 − 𝜎𝑡 = 0
𝑑𝑉 = 𝑆𝑑𝑟𝑑𝜙
(𝜎𝑟+𝑑𝜎𝑟) 𝑟 + 𝑑𝑟 𝑑𝜙𝑑𝑧 − 𝜎𝑟𝑑𝑟𝑑𝑧𝑑𝜙 − 𝜎𝑧𝑟𝑑𝑟𝑑𝑧𝑑𝜙 = 0
Tubi a parete spessa: campo degli spostamenti
• L’equazione per il campo di spostamenti si ottiene:
1. Sostituendo nell’equazione di equilibrio il legame costitutivo (congruenza)
2. Ed esprimendo le deformazioni in funzione di u ed r
Nota: lo stesso risultato si ottiene anche nell’ipotesi di deformazione piana (𝜀𝑧 = 0)
𝜎𝑟 = 𝐸
1 − 𝜈2 𝜀𝑟 + 𝜈(𝜀𝜏 + 𝜀𝑧) = 𝐸 1 − 𝜈2
𝑑𝑢
𝑑𝑟 + 𝜈 𝑢
𝑟 + 𝜈𝜀𝑧
𝜎𝜏 = 𝐸
1 − 𝜈2 𝜀𝜏 + 𝜈(𝜀𝑟 + 𝜀𝑧) = 𝐸 1 − 𝜈2
𝑢
𝑟 + 𝜈 𝑑𝑢
𝑑𝑟 + 𝜈𝜀𝑧
Tubi a parete spessa: campo degli spostamenti
• Pertanto:
𝜎𝑟 = 𝐸 1 − 𝜈2
𝑑𝑢
𝑑𝑟 + 𝜈 𝑢
𝑟 + 𝜈𝜀𝑧 𝜎𝜏 = 𝐸
1 − 𝜈2
𝑢
𝑟 + 𝜈 𝑑𝑢
𝑑𝑟 + 𝜈𝜀𝑧 𝑑𝜎𝑟
𝑑𝑟 + 𝜎𝑟 − 𝜎𝑡
𝑟 = 0
𝑑2𝑢
𝑑𝑟2 + 1 𝑟
𝑑𝑢
𝑑𝑟 − 𝑢
𝑟2 = 0
Problema di Lamè
Tubi a parete spessa: campo degli spostamenti
• Riconoscendo che l’equazione può essere riscritta come:
Integrando una volta:
Integrando una seconda volta,
𝑑 𝑑𝑟
1 𝑟
𝑑 𝑢𝑟
𝑑𝑟 = 0 Problema di Lamè
1 𝑟
𝑑 𝑢𝑟
𝑑𝑟 = 𝐶1
𝑢𝑟 = 𝐶1 𝑟2
2 + 𝐶2 𝑢 = 𝐴𝑟 + 𝐵 𝑟
• Ricordando le definizioni delle deformazioni:
• Le costanti A’ e B’ sono determinate dalle condizioni al contorno
• Proprietà: la somma delle componenti di sforzo è costante
Tubi a parete spessa: campo delle deformazioni e delle tensioni
𝜀𝑟 = 𝑑𝑢
𝑑𝑟 = 𝐴 − 𝐵 𝑟2 𝜀𝜏 = 𝑢
𝑟 = 𝐴 + 𝐵 𝑟2
𝜎𝑟 = 𝐸
1 − 𝜈2 𝐴 − 𝐵
𝑟2 + 𝜈𝐴 + 𝜈 𝐵
𝑟2 = 𝐴′ + 𝐵′
𝑟2 𝜎𝜏 = 𝐸
1 − 𝜈2 𝐴 + 𝐵
𝑟2 + 𝜈𝐴 − 𝜈 𝐵
𝑟2 = 𝐴′ − 𝐵′
𝑟2
𝜎𝑟 + 𝜎𝜏 = 2𝐴′
• Condizione generica: pressione interna ed esterna
Tubi a parete spessa: determinazione di A’ e B’
• 𝑟 = 𝑟𝑒 ⇒ 𝑝 = −𝑝𝑒
• 𝑟 = 𝑟𝑖 ⇒ 𝑝 = −𝑝𝑖
𝐴′ + 𝐵′
𝑟𝑒2 = −𝑝𝑒 𝐴′ + 𝐵′
𝑟𝑖2 = −𝑝𝑖
𝐴′ = 𝑝𝑖𝑟𝑖2 − 𝑝𝑒𝑟𝑒2 𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2 𝐵′ = 𝑟𝑖2𝑟𝑒2 𝑝𝑒 − 𝑝𝑖
𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2
Risultante delle forze assiali uniformemente distribuite
Si dimostra che la risultante assiale di forze uniformemente distribuite agenti su una superficie di forma qualsiasi è pari alla pressione moltiplicata per l’area proiettata della superficie sul piano ortogonale all’asse
Nella fattispecie se agisce la sola pressione interna p, la risultante assiale delle forze è
𝐹 = 𝑝 𝜋𝑟2
Significato fisico di A’
• Il numeratore è pari alla risultante delle forze assiali e il denominatore l’area della corona circolare;
• Il loro rapporto rappresenta lo sforzo assiale agente nel mantello cilindrico
re ri
𝐴′ = 𝑝𝑖𝑟𝑖2 − 𝑝𝑒𝑟𝑒2
𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2 = 𝜋 𝜋
𝑝𝑖𝑟𝑖2 − 𝑝𝑒𝑟𝑒2
𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2 = 𝐹
𝐴 = 𝜎𝑧
Deformazione e tensione assiale
• Tre casi:
a) Tensione piana
b) Tensione assiale uniforme sz=A’
c) Deformazione piana
𝜀𝑧 = − 𝜈
𝐸 𝜎𝑟 + 𝜎𝑧 = −2𝐴′ 𝜈 𝐸
a) b) c)
𝜀𝑧 = 𝜎𝑧
𝐸 − 𝜈
𝐸 𝜎𝑟 + 𝜎𝑧 = 1 − 2𝜈 𝐸 𝐴′
0 = 𝜎𝑧
𝐸 − 𝜈
𝐸 𝜎𝑟 + 𝜎𝑧 ⇒ 𝜎𝑧 = 2𝐴′𝜈
Casi particolari: tubo soggetto a sola pressione interna
𝐵′ = −𝑝𝑖 𝑟𝑖2𝑟𝑒2 𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2 𝐴′ = 𝑝𝑖𝑟𝑖2
𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2
𝜎𝑟 𝑟 = 𝑟𝑖 = 𝐴′ + 𝐵′
𝑟2 = 𝑝𝑖𝑟𝑖2
𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2 − 𝑝𝑖 𝑟𝑖2
𝑟𝑖2𝑟𝑒2
𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2 = −𝑝𝑖 𝜎𝜏 𝑟 = 𝑟𝑖 = 𝐴′ − 𝐵′
𝑟2 = 𝑝𝑖𝑟𝑖2
𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2 + 𝑝𝑖 𝑟𝑖2
𝑟𝑖2𝑟𝑒2
𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2 = 𝑝𝑖 𝑟𝑖2 + 𝑟𝑒2 𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2
Fattore di intensificazione
Casi particolari: tubo soggetto a sola pressione interna
𝐵′ = −𝑝𝑖 𝑟𝑖2𝑟𝑒2 𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2 𝐴′ = 𝑝𝑖𝑟𝑖2
𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2
𝜎𝑟 𝑟 = 𝑟𝑖 = −𝑝𝑖
𝜎𝜏 𝑟 = 𝑟𝑖 = 𝑝𝑖 𝑟𝑖2 + 𝑟𝑒2 𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2
1.0 1.2 1.4 1.6 1.8 2.0 2.2 2.4 2.6 2.8 3.0
-2.0 -1.5 -1.0 -0.5 0.0 0.5 1.0 1.5 2.0
s r/p, s t/p
Cilindro internamente pressurizzato Sforzo_radiale
Sforzo_circonf
Applicando il criterio di Tresca per i materiali duttili
Nel caso di tubo internamente pressurizzato,
Risultato: al raggio interno la tensione equivalente supera di due volte la pressione interna!
Questo rende difficile dimensionare i tubi oltre certe pressioni.
Tensione equivalente
𝜎𝑒𝑞𝑇𝑟 = 𝜎1 − 𝜎3 = 𝜎𝜏 − 𝜎𝑟
𝜎𝑒𝑞𝑇𝑟 = 𝑝𝑖 𝑟𝑖2 + 𝑟𝑒2
𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2 + 𝑝𝑖 = 2𝑝𝑖 𝑟𝑒2 𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2
La condizione di sessore infinito si realizza per rapporti re/ri> 4 In questo caso si ha,
Ovvero, con un tubo idealmente a spessore infinito il valore della tensione equivalente non si riduce.
Soluzione: tubi composti
Tubo a spessore infinito
𝐴′ = 𝑝𝑖𝑟𝑖2 − 𝑝𝑒𝑟𝑒2
𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2 ⟶ 0 𝐵′ = 𝑟𝑖2𝑟𝑒2 𝑝𝑒 − 𝑝𝑖
𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2 → −𝑝𝑖𝑟𝑖
𝜎𝑟,𝜏 = ∓𝑝𝑖 𝑟𝑖2 𝑟𝑒2
La condizione di spessore infinito si realizza per rapporti re/ri> 4 In questo caso si ha,
Andamento del picco di tensione circonferenziale a raggio interno in funzione dello spessore (normalizzato)
Tubo a spessore infinito
𝐴′ = 𝑝𝑖𝑟𝑖2 − 𝑝𝑒𝑟𝑒2
𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2 ⟶ 0 𝐵′ = 𝑟𝑖2𝑟𝑒2 𝑝𝑒 − 𝑝𝑖
𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2 → −𝑝𝑖𝑟𝑖
0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
0 1 2 3 4 5
s t, r=ri/p
Spessore/ri
Le componenti di sforzo sono date da:
Componenti di sollecitazione entrambe di compressione.
Tubo pressurizzato esternamente
𝐵′ = 𝑝𝑒 𝑟𝑖2𝑟𝑒2 𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2 𝐴′ = − 𝑝𝑒𝑟𝑒2
𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2 𝜎𝑟 = −𝑝𝑖 𝑟𝑒2
𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2 1 − 𝑟𝑖2 𝑟2 𝜎𝜏 = −𝑝𝑖 𝑟𝑒2
𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2 1 + 𝑟𝑖2 𝑟2
1.0 1.2 1.4 1.6 1.8 2.0 2.2 2.4 2.6 2.8 3.0 -4.0
-3.5 -3.0 -2.5 -2.0 -1.5 -1.0 -0.5 0.0 0.5 1.0 1.5 2.0
s r/p, s t/p
Distanza r/ri
Cilindro esternamente pressurizzato sr
st
• Cilindro pieno e pressione esterna
• Foro piccolo e pressione interna
• Raggio esterno grande e pressione interna
Soluzioni asintotiche
• 𝑟𝑖 = 0 𝑝𝑖 = 0
• 𝑟𝑒 ≠ 0 𝑝𝑒 ≠ 0
• 𝐴′ = −𝑝𝑒
• 𝐵′ = 0
• 𝜎𝑟 = −𝑝𝑒
• 𝜎𝑡 = −𝑝𝑒
• 𝑟𝑖 ≪ 𝑟𝑒 𝑝𝑖 = 0
• 𝑟𝑒 ≠ 0 𝑝𝑒 ≠ 0
• 𝐴′ = −𝑝𝑒
• 𝐵′ → −𝑝𝑒𝑟𝑖2
• 𝜎𝑟(𝑟=𝑟𝑖) = 0
• 𝜎𝑡(𝑟=𝑟𝑖) = −2𝑝𝑒
• 𝑟𝑖 ≠ 0 𝑝𝑖 ≠ 0
• 𝑟𝑒 → ∞ 𝑝𝑒 = 0
• 𝐴′ = 0
• 𝐵′ → −𝑝𝑖𝑟𝑖2
• 𝜎𝑟(𝑟=𝑟𝑖) = −𝑝𝑖
• 𝜎𝑡(𝑟=𝑟𝑖) = 𝑝𝑖
• Tubo internamente pressurizzato con re ~ ri. Introduciamo il concetto di raggio medio
Estensione della teoria al caso di tubi a parete sottile
𝑟𝑖 = 𝑟𝑚 + 𝑠
2 𝑟𝑒 = 𝑟𝑚 − 𝑠 2 𝐴′ = 𝑝𝑖𝑟𝑖2
𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2 = 𝑝𝑖 𝑟𝑚 − 𝑠 2
2
𝑟𝑒 − 𝑟𝑖 𝑟𝑒 + 𝑟𝑖 ≅ 𝑝𝑖𝑟𝑚 2𝑠 𝐵′ = −𝑝𝑖𝑟𝑖2𝑟𝑒2 𝑟𝑖2𝑟𝑒2
𝑟𝑒2 − 𝑟𝑖2 ≅ −𝑝𝑖 𝑟𝑚4
2𝑟𝑚𝑠 = −𝑝𝑖 𝑟𝑚3 2𝑠 𝜎𝑟 = 𝐴′ + 𝐵′
𝑟2 ≅ 0 𝜎𝑡 = 𝐴′ − 𝐵′
𝑟2 ≅ 𝑝𝑖𝑟𝑚 2𝑠
• Un serbatoio è assimilabile ad un tubo di spessore sottile con fondi di chiusura
Serbatoi
𝜎𝑎 = 𝑝 𝜋𝐷2 4 2𝜋 𝐷
2 𝑠
= 𝑝𝐷
4𝑠 (= 𝐴′) 𝜎𝑡 = 𝐹
𝐴 = 𝑝𝐷𝐿
2𝑠𝐿 = 𝑝𝐷 2𝑠
Equazioni di Boyle e Mariotte
𝜎𝑟 trascurabile
• La soluzione tecnologica del tubo composto serve a ridurre la tensione circonferenziale in corrispondenza della superficie interna del tubo pressurizzato al fine di garantirne la
resistenza a valori di pressione elevati non sopportabili con un semplice aumento dello spessore del mantello.
• La pressione esterna vie realizzata sul tubo interno attraverso un’interferenza meccanica: il tubo esterno ha un diametro interno inferiore al diametro esterno del tubo interno.
• L’interferenza viene temporaneamente annullata attraverso riscaldamento del tubo esterno ( e/o raffreddamento di quello interno)
Tubi composti
• La pressione di contatto generata sul tubo interno determina uno spostamento radiale u1 del raggio esterno
• Condizioni:
• Congruenza:
Tubi composti: pressione di contatto
𝜀𝑡 = 𝑢1
𝑟 → 𝑢1 = 𝜀𝑡𝑐
𝑝𝑖 = 0 e 𝑝𝑒 = 𝑝𝑘
𝐵′ = 𝑝𝑘 𝑐2𝑎2 𝑐2 − 𝑎2 𝐴′ = − 𝑝𝑘𝑐2
𝑐2 − 𝑎2
𝜀𝑡 = 𝜎𝑡
𝐸 − 𝜈 𝜎𝑟 𝐸 𝜀𝑡 = 1
𝐸 𝐴′ − 𝐵′
𝑟2 − 𝜈
𝐸 𝐴′ + 𝐵′
𝑟2 = 1 − 𝜈
𝐸 𝐴′ − 1 + 𝜈 𝐸
𝐵′ 𝑟2 𝑢1 = − 1 − 𝜈 𝑝𝑘𝑐3
2 2 − 1 + 𝜈
𝑝𝑘 𝑐𝑎2
2 2
• Ripetendo lo stesso ragionamento ma per il tubo esterno
• Condizioni:
• Spostamento:
• Interferenza
Tubi composti: pressione di contatto
𝜀𝑡 = 𝑢2
𝑟 → 𝑢2 = 𝜀𝑡𝑐
𝑝𝑖 = 𝑝𝑘e 𝑝𝑒 = 0
𝐵′ = −𝑝𝑘 𝑐2𝑏2 𝑏2 − 𝑐2 𝐴′ = 𝑝𝑘𝑐2
𝑏2 − 𝑐2
𝑢2 = 1 − 𝜈 𝐸
𝑝𝑘𝑐3
𝑏2 − 𝑐2 + 1 + 𝜈
𝐸 𝑝𝑘 𝑐𝑏2 𝑏2 − 𝑐2
Δ = 𝑢2 − 𝑢2 → 𝑝𝑘 = 𝐸Δ 2𝑐3
𝑐2 − 𝑎2 𝑏2 − 𝑐2 𝑏2 − 𝑎2
• Abbattimento della tensione circonferenziale per r=a in un tubo composto soggetto a pressione interna
• Per il principio di sovrapposizione degli effetti la st(r=a) è pari a quella che avrei in un tubo non composto dello stesso spessore meno quella che avrei nel solo cilindro interno senza pressione interna e con una pressione esterna pari a pk
• La tensione circonferenziale in A decresce per effetto della cerchiatura mentre in B cresce quindi la giusta interferenza Δ deve essere scelta in modo da garantire uguale resistenza dei cilindri
Tubi composti: pressione di contatto
𝜎𝑡(𝑟=𝑎) = 𝑝𝑖 𝑏2 + 𝑎2
𝑏2 − 𝑎2 − 𝑝𝑘 2𝑐 𝑐2 − 𝑎2
𝜎𝑒𝑞𝐴 = 𝜎𝑒𝑞𝐴
Δ = 2𝑝𝑖 𝐸
𝑐𝑏2 𝑐2 − 𝑎2
𝑏2 𝑐2 − 𝑎2 + 𝑐2 𝑏2 − 𝑐2
• Il principio dei cilindri composti può essere ripetuto più e più volte al fine di contenere pressioni molto elevate
• Es. Cannone «Schwerer Gustav»
progettato nel 1930, peso 1334 ton., 47 m lungo, calibro 800 mm, lanciava proiettili dal peso di 7 ton.
Con una gittata massima di 47 Km
Tubi composti: pressione di contatto
• Disco a spessore costante h, in rotazione con velocità angolare costante ω.
• Sul generico elemento per effetto della rotazione agisce la forza centrifuga dP.
• La forza dP è pari al prodotto della massa dell’elemento per l’accelerazione centrifuga.
Dischi in rotazione
𝑑𝑃 = 𝑑𝑚𝜔2𝑟 𝑑𝑚 = 𝜌𝑑𝑉 = 𝛾
𝑔 𝑑𝑉
• In maniera analoga ai cilindri pressurizzati, riscriviamo l’equazione di equilibrio
• Per la relazione di congruenza e ricordando la definizione delle deformazioni in funzione del solo spostamento radiale u
Dischi in rotazione: relazione di equilibrio
𝑑𝑃 = 𝛾
𝑔 (ℎ ∙ 𝑟 ∙ 𝑑𝜙 ∙ 𝑑𝑟)𝜔2𝑟
𝑑𝑚 = 𝜌𝑑𝑉 = 𝛾 𝑔 𝑑𝑉
𝑑(𝜎𝑟𝑟)
𝑑𝑟 − 𝜎𝑡 = − 𝛾
𝑔 𝜔2𝑟2
𝑑 𝑑𝑟
1 𝑟
𝑑 𝑢𝑟
𝑑𝑟 = − (1 − 𝜈2)𝛾
𝐸𝑔 𝜔2𝑟
• Integrando due volte rispetto ad r,
• Nota: al contrario dei tubi a grande spessore, nei dischi il campo di spostamenti radiali dipende dalle proprietà del materiale.
• Sostituendo nell’espressioni delle componenti di deformazione e poi nel legame costitutivo, otteniamo
Dischi in rotazione: relazione di equilibrio
𝑢 = − 1 − 𝜈2 𝛾
𝐸𝑔 𝜔2 𝑟3
8 + 𝐶1 𝑟
2 + 𝐶2 1 𝑟
𝜀𝑟 = 𝐴 + 𝐵
𝑟2 − 3 1 − 𝜈2 𝛾
𝐸𝑔 𝜔2 𝑟2 8 𝜀𝜏 = 𝐴 + 𝐵
𝑟2 − 1 − 𝜈2 𝛾
𝐸𝑔 𝜔2 𝑟2 8
𝜎𝑟 = 𝐴′ + 𝐵′
𝑟2 − 3 + 𝜈 𝛾𝜔2 8𝑔 𝑟2 𝜎𝜏 = 𝐴′ − 𝐵′
𝑟2 − 1 + 3𝜈 𝜔2𝛾 8𝑔 𝑟2
• In assenza di sollecitazioni esterne la tensione radiale al raggio esterno va a zero
• Il punto al centro appartiene all’asse di simmetria:
• Stato di sforzo:
Disco pieno
𝜎𝑟(𝑟=𝑟𝑒) =0
𝐵′ = 0 𝜎𝑟 = 𝐴′ + 𝐵′
𝑟2 − 3 + 𝜈 𝛾𝜔2
8𝑔 𝑟2 𝐴′ = − 𝐵′
𝑟2 + 3 + 𝜈 𝛾𝜔2 8𝑔 𝑟2
𝑢(𝑟=0) =0 𝑢 = − 1 − 𝜈2 𝛾
𝐸𝑔 𝜔2 𝑟3
8 + 𝐴 𝑟
2 + 𝐵 1 𝑟
𝜎𝑟 = 3 + 𝜈 𝛾𝜔2
8𝑔 (𝑟𝑒2 − 𝑟2) 𝜎𝑡 = 3 + 𝜈 𝛾𝜔2
8𝑔 𝑟𝑒2 − 1 + 3𝜈 3 + 𝜈 𝑟2
Andamento parabolico Al centro entrambe le
componenti sono uguali
• In assenza di sollecitazioni esterne la tensione radiale al raggio esterno va a zero:
• In assenza di sollecitazioni interne la tensione radiale al raggio esterno va a zero:
Disco forato
𝜎𝑟(𝑟=𝑟𝑒) =0 𝜎𝑟 = 𝐴′ + 𝐵′
𝑟2 − 3 + 𝜈 𝛾𝜔2
8𝑔 𝑟2 𝐴′ = −𝐵′
𝑟𝑒2 + 3 + 𝜈 𝛾𝜔2 8𝑔 𝑟𝑒2
𝜎𝑟(𝑟=𝑟𝑖) =0 𝐴′ = −𝐵′
𝑟𝑖2 + 3 + 𝜈 𝛾𝜔2 8𝑔 𝑟𝑖2
𝐴′ = 3 + 𝜈 𝛾𝜔2
8𝑔 𝑟𝑒2 + 𝑟𝑖2 𝐵′ = 3 + 𝜈 𝛾𝜔2
8𝑔 𝑟𝑒2𝑟𝑖2
• Stato di sforzo:
• Sforzi massimi sempre in corrispondenza della parte centrale del disco
Disco pieno
𝜎𝑟 = 3 + 𝜈 𝛾𝜔2
8𝑔 𝑟𝑒2 + 𝑟𝑖2 − 𝑟𝑒2𝑟𝑖2
𝑟2 − 𝑟2 𝜎𝑡 = 3 + 𝜈 𝛾𝜔2
8𝑔 𝑟𝑒2 + 𝑟𝑖2 + 𝑟𝑒2𝑟𝑖2
𝑟2 − 1 + 3𝜈 3 + 𝜈 𝑟2
• Si definisce disco di uniforme resistenza un disco in cui in ogni punto la tensione radiale è uguale alla tensione circonferenziale ed è costante.
• Riscriviamo l’equazione di equilibrio considerando che lo spessore del disco non sarà costante
• Imponiamo la condizione di uniforme resistenza:
Disco di uniforme resistenza
𝑑(𝜎𝑟𝑟𝑦)
𝑑𝑟 − 𝑦𝜎𝑡 = − 𝛾
𝑔 𝜔2𝑟2𝑦
𝜎𝑟 = 𝜎𝑡 = 𝜎0 𝑑𝑦
𝑑𝑟 𝜎0𝑟 + 𝑦𝜎0 − 𝑦𝜎0 = − 𝛾
𝑔 𝜔2𝑟2𝑦 𝑑𝑦
𝑦 = − 𝛾
𝑔𝜎0 𝜔2𝑟𝑑𝑟
• Integrando:
• Legge di variazione esponenziale dello spessore in funzione di r.
• Al bordo esterno la tensione radiale diversa da zero va equilibrata con una massa.
Disco di uniforme resistenza
ln 𝑦 = − 𝛾
𝑔𝜎0 𝜔2 𝑟2
2 + 𝑦0 𝑦 = 𝑦0𝑒𝑥𝑝 − 𝛾
𝑔𝜎0 𝜔2 𝑟2 2
• Il comportamento di molti componenti (caldaie, serbatoi, cisterne, etc.) sono
riconducibili al comportamento di gusci (shell)
• La teoria è complessa. Si semplifica
notevolmente facendo le seguenti ipotesi:
• Sforzo uniforme nello spessore (assenza di flessioni)
• Guscio come superficie media di rotazione (simmetria assiale)
• Questa teoria , «detta particolare», fornisce soluzioni tanto più accurate quanto minore è lo spessore (comportamento membranale)
Teoria dei gusci
• Equilibrio delle forze lungo la normale alla superficie
• Equazione di Laplace
𝜎𝑎
𝜌𝑚 + 𝜎𝑐
𝜌𝑡 = 𝑝 𝑡
• Equilibrio delle forze lungo la direzione assiale
• F risultante delle forze (pressione e non)
• Solo pressione interna:
• Il comportamento di molti componenti (caldaie, serbatoi, cisterne, etc.) sono
riconducibili al comportamento di gusci (shell)
• La teoria è complessa. Si semplifica
notevolmente facendo le seguenti ipotesi:
• Sforzo uniforme nello spessore (assenza di flessioni)
• Guscio come superficie media di rotazione (simmetria assiale)
• Questa teoria , «detta particolare», fornisce soluzioni tanto più accurate quanto minore è lo spessore (comportamento membranale)
Teoria dei gusci
𝜎𝑎𝑠𝑖𝑛𝜃2𝜋𝑟𝑡 = 𝐹
𝑝𝜋𝑟2 = 𝐹
• Equilibrio circonferenziale
• Equilibio assiale
Teoria dei gusci: equazioni di Mariotte
𝜎𝑎
𝜌𝑚 + 𝜎𝑐
𝜌𝑡 = 𝑝 𝑠
𝜎𝑐 = 𝐹
𝐴 = 𝑝𝐷𝐿
2𝑠𝐿 = 𝑝𝐷 2𝑠 𝜌𝑚 = ∞ 𝑒 𝜌𝑡 = 𝐷/2
𝜃 = 𝜋
2 𝑒 𝐹 = 𝑝𝜋 𝐷 2
2
𝜎𝑎 = 𝐹
𝐴 = 𝑝 𝜋 4 𝐷2
𝑠2𝜋𝐷/2 = 𝑝𝐷 4𝑠
• Consideriamo un serbatoio contenente liquido. Le sollecitazioni sul serbatoio saranno dovute a:
• Pressione idrostatica del liquido
• Peso del liquido
• Peso proprio del serbatoio
• Il tratto AB del mantello cilindrico non è colmo e quindi è soggetto al solo peso del liquido + il peso proprio che genera tensione uniassiale
Teoria dei gusci: Serbatoio contenente liquido
𝑝 ℎ = 𝜌𝑔ℎ = 𝛾𝐿ℎ
• Il punto maggiormente sollecitato del tratto BD è in D, dove agisce la massima pressione idrostatica
• In D:
Teoria dei gusci: Serbatoio contenente liquido
𝜌𝑚 = ∞ 𝜌𝑡 = 𝑅 𝑝 = 𝛾𝐿𝐵𝐷 𝜃 = 𝜋/2 𝜎𝑎
𝜌𝑚 + 𝜎𝑐
𝜌𝑡 = 𝑝 𝑠
𝜎𝑎𝑠𝑖𝑛𝜃(2𝜋𝑟)𝑡 = 𝐹
𝐹 = 𝛾𝐿𝑉𝐿 + 𝛾𝑚𝑉𝑚 𝛾𝐿𝑉𝐿 =
𝐷 𝐸
𝑝(ℎ)𝜋𝑅2𝑑ℎ 𝜎 = 𝛾𝐿𝐵𝐷
𝛾𝑚𝑉𝑚 + 𝜋𝑅2 𝐷𝐸 𝑝(ℎ)𝑑ℎ 𝑅
• In E la tensione assiale si ottiene da:
• Con F peso del liquido (sino ad E) + peso della struttura
Teoria dei gusci: Serbatoio contenente liquido
𝜌𝑚 = 𝜌𝑡= 𝑟
𝜎𝑎𝑠𝑖𝑛𝜃(2𝜋𝑟)𝑡 = 𝐹
𝑝 = 𝛾𝐿𝐵𝐸 𝜎𝑎
𝜌𝑚 + 𝜎𝑐
𝜌𝑡 = 𝑝 𝑠
𝜎𝑐 = 𝛾𝐿𝐵𝐸
𝑠 𝑟 − 𝜎𝑎
• Nel fondo e nel mantello di pari spessore le deformazioni circonferenziali non sono uguali.
Tipicamente il fondo è più rigido (si deforma meno)
• Nelle zone di collegamento nascono delle sovratensioni che garantiscono la congruenza delle deformazioni
Interazione fondo-mantello
• Congruenza degli spostamenti radiali.
• Serbatoio cilindrico:
• Fondo semisferico:
Interazione fondo-mantello
𝜎𝑐 = 𝑝𝐷 2𝑠 𝜎𝑎 = 𝑝𝐷
4𝑠
𝜀𝑐𝑀 = 𝜎𝑐
𝐸 − 𝜈
𝐸 𝜎𝑎 + 𝜎𝑟 = 𝑝𝐷
𝐸2𝑠𝑀 1 − 𝜈 2
𝜎𝑐,𝑎 = 𝑝𝐷
4𝑠 𝜀𝑐𝐹 = 𝜎𝑐
𝐸 − 𝜈
𝐸 𝜎𝑎 + 𝜎𝑟 = 𝑝𝐷 𝐸2𝑠𝐹
1 − 𝜈 2
• Imponendo l’uguaglianza delle deformazioni radiali:
Interazione fondo-mantello
𝜀𝑐𝑀 = 𝜀𝑐𝐹
𝑝𝐷
𝐸2𝑠𝑀 1 − 𝜈
2 = 𝑝𝐷 𝐸2𝑠𝐹
1 − 𝜈 2
𝑠𝐹 ≅ 0.41𝑠𝑀 𝑠𝐹
𝑠𝑀 = 1 − 𝜈 2 − 𝜈
• La congruenza delle deformazioni comporta un peggioramento dello stato di tensione nella zona di
transizione fondo-mantello
• La tensione assiale aumenta del 30% e quella circonferenziale del3%
• L’adozione di fondi con profilo più schiacciato comporta