(57)【要約】  【課題】  ハニカム構造を採用せずに、安価でかつ高性能化を実現するために座屈周期・座屈振幅を小さくすることのできる衝撃吸収部材を提供する。  【解決手段】  断面積、稜線数、部材長さの関係を下記式のように適正化することで、部材全体の曲がりを防止し、かつ、効率的な座屈を発生させる。      １≦ (Ｓ／ｎＲ)(１／Ｌ) ≦ 18   ただし、この部材の適用断面積をＳ、部材長さをＬ、断面の稜線数をｎＲとする。  さらに、好ましくは、下記式を満足する。     0.24 ≦ (Ｓ／ｎＲ)(１／Ｌ) ／ｔ3 ≦ 4.4  ただし、板厚: ｔ【選択図】    図５
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
衝撃荷重を受けて軸方向に座屈することで衝突エネルギを吸収する多角形断面形状の筒体を備えた衝撃吸収部材において、該部材の適用断面積をＳ、部材長さをＬ、断面の稜線数をｎＲとした場合、これらが下式の条件を満足することを特徴とする衝撃吸収部材。
１≦ (Ｓ／ｎＲ)(１／Ｌ) ≦ 18 
【請求項２】
請求項１に記載の衝撃吸収部材であって、該部材の適用断面積をＳ、部材長さをＬ、断面の稜線数をｎＲ、板厚をｔとした場合、これらが下式の条件を満足することを特徴とする衝撃吸収部材。
0.24 ≦ (Ｓ／ｎＲ)(１／Ｌ) ／ｔ3 ≦ 4.4
【請求項３】
前記筒体が長手方向にテーパを有し、部材全長にわたり請求項１または２記載の条件を満足する衝撃吸収部材。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、自動車等の輸送車両において衝突の際に衝突エネルギを吸収する衝撃吸収部材に関する。
【背景技術】
【０００２】
輸送車両を製造する産業、特に自動車産業界においては、地球環境保護強化への対応を目的とした省燃費化と、自動車のさらなる安全性の追求から、フロントサイドフレームのような衝突時のエネルギを吸収する衝撃吸収部材の開発が積極的に行われており、軽量でかつ衝突時のエネルギを効率的に吸収する衝撃吸収部材の材質、形状等の開発が望まれている。
【０００３】
ところで、軸方向圧壊変形時（衝突時）の衝撃吸収部材に対する荷重は、その衝撃吸収部材の断面積が大きくまた板厚が厚い場合には高荷重を示すが、他部材との兼ね合いからあまり高い荷重は望ましくなく、他部材のそれよりも十分に低い程度に設定され、それに基づいて衝撃吸収部材の断面積が決定される。したがって、その所定の断面積の中でいかに効率よく、衝突時のエネルギを吸収させるかが重要である。
【０００４】
また、衝突時に発生する初期ピーク荷重はキャビン内の乗員の損傷および結合部材の変形を発生させるおそれがあるため、低く抑える必要がある。対象とする衝突部材は、初期荷重の低減の観点から、衝突端側の断面積が小さく長さ方向に断面積が大きくなる形状を有するものが多い。しかし、長手方向に断面積が変化することによって座屈周期が変化し、狙いとする性能が得られない場合がある。
【０００５】
このようなことから、衝突初期の圧潰変形に要する荷重を抑え高エネルギ吸収を実現させるためには、座屈の発生回数を多く、座屈発生時の荷重振幅を小さく、かつ座屈しわが重なってから発生する荷重上昇位置（底付き）を高変位側に移動（エネルギ吸収に有効な変位量を多くとる）させる必要がある。
【０００６】
衝撃吸収部材( 以下において単に「部材」ということもある) の衝突性能向上のために、部材単体の性能を如何に向上させるかについてこれまでにも様々な発明が開示されている。
【０００７】
例えば、特許文献１には、部材製作時の塑性変形状態の違いによって形成される強度バランスの悪さを軽減することで、衝突時のエネルギ吸収効率の増大を図る方法が開示されている。
【０００８】
特許文献２には、ハニカム断面構造や矩形断面形状の、筒状集合体パネルのエネルギ吸収性能をさらに向上させるために、コア形状についてコア辺の長さおよび板厚、長さを最適に制御する方法が開示されている。
【０００９】
特許文献３には、最大荷重を低減させ座屈変形を誘発させるための最適なつぶれビード形状が開示されている。
【００１０】
特許文献４には、長手方向の断面積を連続的に変化させる構造が開示されている。
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【００１１】
しかし、特許文献１、特許文献３には、さらにエネルギ効率を高めるために必要な荷重振幅（荷重変動）低減、低周期化については具体的な方法の開示もなく、年々高まる高性能化への要望には対応することができない。
【００１２】
また、特許文献２においては、荷重変動を小さく且つ部材長に対する変形量を大きくさせることを目的としているが、そのときの部材はハニカム構造であり、部材製造コストが高く、且つ外形断面単独での開示はなく、さらにコア構造の板厚は0.4mm 以下と非常に薄いものであり、安価で、さらなる高性能化に十分対応できる部材形状について具体的な開示はない。
【００１３】
特許文献４においては、長手方向の座屈の発生には、最適な断面積バランスが存在するばかりか、座屈を誘発させるためには座屈発生の起点となる稜線がかならず存在する必要があり、特許文献４に開示された知見だけでは高性能を得るためにはまだ不十分である。
【特許文献１】特開平８−128487号公報
【特許文献２】特開平８−281848号公報
【特許文献３】特開2002−139086号公報
【特許文献４】特開平９−277954号公報
【課題を解決するための手段】
【００１４】
本発明者らは、上記の問題点を解決するために、ハニカム構造を採用するのではなく、安価でかつ高性能化を実現するために座屈周期・座屈振幅を小さくすることに着目し、断面積、稜線数、部材長さ、テーパ許容角度の関係を適正にすることで、部材全体の曲がりを防止し、かつ、効率的な座屈を発生させることができることを知り、本発明を完成した。
【００１５】
すなわち、本発明者らは、上記課題を解決するために外形基本断面構造の最適制御にてエネルギ吸収効率を向上させるための短座屈周期・低座屈荷重振幅・高底付きストローク化を目的に鋭意検討を重ねた結果、下記知見を得た。
【００１６】
(1) 座屈周期は稜線間距離によって変化するため、稜線間距離を制御することで短座屈周期が実現でき、効率よく衝突時のエネルギを吸収することができる。
【００１７】
(2) 衝撃吸収部材の断面の多角形化を図った場合においても、稜線間距離が長いときは座屈周期は長くなり、良好な性能が得られない。
【００１８】
(3) 所定断面積において、良好な性能を得るためには稜線数の増加（多角形化）のみの制御ではなく、稜線間距離もあわせて考慮する必要があり稜線数と稜線間距離の最適化を図る必要がある。
【００１９】
(4) また、長手方向の各断面において上記(3) を満足させることで長手方向の各断面での座屈が制御でき、長手方向全般に渡って良好な衝突性能が得られる。
【００２０】
ここに、本発明は、衝撃荷重を受けて軸方向に座屈することで衝突エネルギを吸収する多角形断面形状の筒体を備えた衝撃吸収部材において、該部材の適用断面積をＳ、部材長さをＬ、断面の稜線数をｎＲとした場合、これらが下式を満足することを特徴とする衝撃吸収部材である。
【００２１】
１≦ (Ｓ／ｎＲ)(１／Ｌ) ≦ 18 
好適態様にあっては、上記の衝撃吸収部材であって、該部材の適用断面積をＳ、部材長さをＬ、断面の稜線数をｎＲ、板厚をｔとした場合、これらが下式を満足することを特徴とする衝撃吸収部材である。
【００２２】
0.24 ≦ (Ｓ／ｎＲ)(１／Ｌ) ／ｔ3 ≦ 4.4
さらに別の態様にあっては前記筒体は長手方向にテーパを有し、かつ部材全長にわたり上記式の条件を満足するものであってもよい。
【発明の効果】
【００２３】
本発明により、高効率な衝撃吸収部材が設計指針が明確になり、自動車等の衝突安全性の向上に寄与する価値の高い発明である。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２４】
ここで、添付図面を参照して、本発明の実施の形態を説明する。なお、本発明は多角形断面を有する筒状の部材に適用されるが、以下の説明においては便宜上８角形断面形状のものを例にとって説明する。
【００２５】
図１(a) 、(b) は、本発明において規定する部材適用可能な断面積、すなわち適用断面積Ｓおよび部材長さＬのそれぞれの説明図であり、特にこのように適用断面積Ｓを規定するのは、部材を設計する上で、他部材とのスペースの取り合い等で、対象となりうる部材が適用可能な断面積が決定されるが、この断面積の規定の条件の中で最適な衝突性能を向上させるためである。
【００２６】
図２は、本発明の目的が座屈周期を短くし、座屈振幅を小さくすることであることから、それらの関係を荷重−変位の変化によって説明する模式的グラフである。すなわち、本発明にあっては、衝撃荷重に対して繰り返し起こる変位の周期を短くするとともに、その振幅を小さくすることによって、初期荷重を可及的小とし、かつ底付き、すなわち、形成された座屈しわが重なり、荷重が上昇するポイントをできるだけ遅くするのである。
【００２７】
図３は、本発明にかかる筒体から成る衝撃吸収部材が軸方向圧潰を受けて座屈する変形経過の説明図である。本発明の場合、衝撃吸収部材が蛇腹状に座屈していることが分かる。
【００２８】
かかる目的を達成するために、本発明によれば、衝撃荷重を受けて軸方向に座屈することで衝突エネルギを吸収する多角形断面形状の筒体を備えた衝撃吸収部材において、該部材の適用断面積をＳ、部材長さをＬ、断面の稜線数をｎＲとした場合、これらが下式を満足するものとする。
【００２９】
１≦ (Ｓ／ｎＲ)(１／Ｌ) ≦ 18 
さらに好適態様では、上記衝撃吸収部材の適用断面積をＳ、部材長さをＬ、断面の稜線数をｎＲ、板厚をｔとした場合、これらが下式を満足する。
【００３０】
0.24 ≦ (Ｓ／ｎＲ)(１／Ｌ) ／ｔ3 ≦ 4.4
ここに、これらの形状決定因子についての限定理由について説明する。
【００３１】
部材設計において、適用可能な断面積、つまり適用断面積をＳ、部材長をＬ、部材の稜線数をｎR とすると、本発明では効率的なエネルギ吸収を図るために、上記形状諸元からなる関係が１≦Pc＝(S/nR)(1/L）≦18を満足するようにする。
【００３２】
Pcが１未満の場合は、部材全体の曲がりが発生する危険性が増える。またPcが18超の場合は、効率的な座屈が発生せず、所望の性能が得られない。好ましくは１〜10である。
【００３３】
さらに、目的の荷重レベルに対応し、板厚効果を最大限に発揮させるためには、Pc／ｔ3 の値を0.24から4.4 に制御することが好ましい。この値が0.24未満では、２回目ピーク後の座屈変形許容長さは短くなり、一方、4.4 超では変形荷重が低くなりすぎる。したがって、この範囲で板厚を設定するのである。
【００３４】
自動車の衝突時に発生する軸方向の圧壊変形は、軸方向に対して塑性座屈変形を繰り返し発生させ、このときの変形抵抗によって衝突エネルギを吸収する。つまり、衝突性能改善には (1)塑性座屈変形時の抵抗を高めること、(2) 塑性座屈を起こりやすくすること、(3) 塑性座屈時の座屈しわサイズを小さくし、しわが重なっていく過程での重なり量を小さくし、底付き発生位置を大変位側にシフトさせることが重要である。
【００３５】
上記(1) 〜(3) に対して稜線間の距離は、下記のように作用する。
【００３６】
衝突した際、まず弾性座屈が発生して弾性変形にて断面が広がる。このとき、稜線部より平面部の方が低剛性のため稜線よりも平面部の方の広がりが大きい。その後、稜線部分が軸方向に対して圧縮の塑性ひずみが発生し、圧縮限界に至ると塑性座屈が発生し、座屈しわを発生する。その後、座屈しわは平面部にむけて成長していき、しわが重なる。そして、第２回目の塑性座屈を発生するようになる。このとき荷重は衝突した瞬間から塑性座屈が開始する瞬間まで高まり、ピークを呈した後、塑性座屈とともに低下しはじめ、座屈しわが成長する際の塑性変形の進行による塑性仕事にて、低下量が少なくなり、座屈しわが重なっていく課程で上昇しはじめ、しわが完全に重なり、次の塑性座屈を開始する瞬間にて、2 回目のピークを示す。
【００３７】
稜線間距離が極端に長い場合は弾性座屈時の平面部の広がりが大きくなり、稜線部に対して効果的に圧縮ひずみを発生させることができず、塑性座屈への移行が遅れる。また、塑性座屈後の座屈しわのサイズも大きく、しわを重ねるために大きな変位が必要となる。さらに、重なったしわのサイズは大きいために、各座屈箇所で発生したしわの重なりサイズが大きく、底付きが早くなる。荷重は、ピーク荷重を発生してから次のピーク荷重を発生するまでの変位が大きくなる。つまり、座屈周期が長くなる。
【００３８】
一方、稜線間距離が極端に短い場合は、隣り合う稜線が同期しひとつの稜線として作用するようになるため、稜線数が減少することになって変形抵抗の高まりが弱くなり、結果として衝突時の吸収エネルギが小さくなる。
【００３９】
また、稜線長さは良好であるが断面積が極端に小さい場合は、形状全体の曲がりが発生し、安定した圧壊モードが発生しないことが考えられ、部材長さの影響も発生してくる。
【００４０】
つまり、変形荷重とのバランスから部材適用可能な適用断面積Ｓに対して、稜線数を決定することで稜線間距離が制御でき、変形荷重と座屈挙動を最適な状態に制御できると考えられる。
【００４１】
また、この知見を長手方向の各断面に適用することで、長手方向に断面積が変化する場合においても安定した性能が得られ、例えば長手方向の断面積変化率を制御することで初期ピーク荷重を抑え、かつ高エネルギ吸収を実現できる形状が得られると考えられる。
【００４２】
そこで、動的陽解法汎用ＦＥＭソフトを用いて、剛体壁が4.8m/secの速度での衝突挙動を調査した。材料特性は、1.6mm の590MPa高張力鋼板にて、ひずみ速度依存性は、Cowper-Symonds則にて考慮した。まず、部材適用可能な許容断面積に対し、安定座屈を発生させるための稜線数nRの影響を把握するため、衝突性能に及ぼす断面積の影響についての解析を行った。なお、以下の数値の単位は特に断りがない限り、「mm」である。
【００４３】
(1)衝突性能に及ぼす断面積の影響：
30φ、60φ、90φ、120 φ、150 φ、180 φ、210 φ、240 φの円に外接する正８角形、各稜線 nＲ＝８、部材長220mm を用いて適用断面積Ｓを変化させた。
【００４４】
図４に、60φ、120 φ、240 φの場合の解析結果を示す。
【００４５】
荷重は、断面周長により変化するため各モデルの断面周長で除算し、単位周長あたりの荷重で規格化した値で評価した。
【００４６】
正８角形において断面の大きい場合、小さい場合で性能は大きく変化することが判明した。断面積の大きく、稜線間距離の長い240 φの場合と、それらが小さく、短い60φの場合とでは、座屈ピークの個数が異なっており、60φでは５個で、240 φの３個に比べて多い結果となっている。言い換えれば、座屈ピーク数が多いということは座屈周期が短いということであり、断面積の小さい60φの方が狙いとする高効率を実現できており、良好である。
【００４７】
つまり、荷重を担う稜線だけに着目するのではなく、断面積・稜線間距離を制御することで、高効率化のための短座屈周期・低荷重振幅・高底付きストローク化を実現することができることを見出した。
【００４８】
図５に、単位周長あたり変位170mm(全長の73％）までの平均荷重を、すべての断面形状の正８角形で検討した結果を示す。
【００４９】
横軸は、対象モデルの適用断面積Ｓ、稜線数ｎＲ、部材長をＬを用いて、（S/n R)(1/L) を計算した値である。この値が18より大きい場合は、平均荷重は低く、また１未満の場合は部材全体に曲がり形状が発生し、衝突時の変形モードが悪く、単位周長あたり平均荷重も１以上の値よりも低くなっている。つまり、１≦（S/ｎR)(1/L) ≦18が良好な性能を示し、１未満、18超の場合は性能が不芳であることが判明した。
【００５０】
(2)長手方向にテーパー形状を有する場合：
衝突端側が 120φ、 240φの円に外接し長手方向に角度５°または８°のテーパ付き条件で断面積が衝突端側から他端に向って拡大する長さ220mm の部材を用いて同様の計算も行った。図６に上記(1) の結果 (断面積一定の場合) と本結果を併せて示す。
【００５１】
角度５°、８°のテーパ付きの部材の適用断面積Ｓは、衝突端側から衝突変形を行う170mm までの区間の平均適用断面積を用いた。結果は上記(1) と同様であり、長手方向に角度を有する部材においても１≦(S/nR)(1/L) ≦18の範囲が良好な性能を示すことが確認できた。
【００５２】
また、長手方向の断面変化が衝突性能に及ぼす影響について調査するために、衝突端側が60φ、 120φ、 240φの円に外接する断面正８角形モデルの解析結果において、最後の座屈ピークと最後から１つ前の座屈ピークが発生している間隔 (ストローク変位差) を調査した。その結果を図７に示す。試算に用いた適用断面積は、上記座屈ピークを形成するに相当する部材の長手方向位置間の平均適用断面積を用いた。
【００５３】
図７から、所望の短座屈周期、高底付きストローク化を図るためには、上記ピーク間隔を小さくすることが必要であることが分かる。座屈ピーク間隔においても、座屈を形成する区間の断面形状の関係が(S/nR)(1/L) によって変化することが判明した。つまり、部材全体の衝突性能を安定させるためには各区間の断面形状を制御することが重要であることを示唆しており、長手方向に断面が変化する部材においても各長手方向断面において本知見を適用することで安定した衝突性能が得られることが判明した。
【００５４】
(3)許容断面積と稜線数の影響: 
上記(1) 、 (2)で得られた知見の妥当性を検証するために、他の稜線数を有する部材を用いて許容断面積と稜線数の関係をさらに調査した。解析に用いた形状は正方角形であり、正６角形は、 60 φ、 120φ、 240φの円に外接する断面形状し、また正３、５、 10 、 12 、14、16角形は 120φの円に外接する断面形状を有している。それぞれ稜線数 nR は、３、５、10、12、14、16であって、部材長さ220mm である。
【００５５】
用いた材料特性は、正８角形の検討に用いたものと同じ590MPa級高張力鋼板であり、ひずみ速度依存性は、 Cowper-Symonds 則にて考慮した。図８に、本結果と60φ、120 φ、 240φの円に外接する正８角形の結果を合わせて示す。
【００５６】
図８に示すとおり、１≦(S/nR)(1/L) ≦18を満足する形状は、単位周長あたりの荷重が高く良好であり、その範囲外のものは性能が劣っていることが確認できた。つまり角数 (稜線数) に関係なく、高性能を得るうえでもっとも重要なポイントは、部材適用可能ないわゆる適用断面積に対し、どのように稜線を配置するかが重要であり、単なる角数 (稜線数) だけの制御では実現できないことを確認でき、部材許容適用断面積に対し、最適な稜線数を選択することが重要であることが判明した。
【００５７】
(4)板厚の影響：
狙いとする荷重レベルを得るためには板厚での調整も必要となってくる。板厚が薄い場合は、荷重は低いが、座屈は早く低変位側で発生するようになる。反対に、板厚が厚い場合は高い荷重を示すが、座屈は遅くなり高変位側で発生するようになる。したがって、さらに性能を向上させるためには、上記（S/nR）(1/L) に板厚の影響を考慮した条件で、つまり材料の曲げ剛性である板厚の３乗にて（S/ｎR)(1/L) を除算した値で制御する必要がある。
【００５８】
そこで、 FEM解析により検討した。 (S/nR)(1/L)＝6.426 で発明範囲を満足する条件の中で、供試材の板厚の影響を検討した。
【００５９】
モデルは正８角形モデルを用い、板厚 0.8、1.0 、1.2 、1.4 、1.6 、2.0 、2.6 、3.5mm での解析を行った。平均荷重は、板厚の増大とともに上昇するが、２回目ピークの座屈発生開始位置は高変位側にシフトし、その後の座屈変形許容長さは短くなる。高効率化のためには高荷重−２回目ピーク後の座屈変形許容長さ (１回目座屈発生後の健全部の長さ＝１回目座屈発生位置以降の残り長さ) を長くとる必要がある。
【００６０】
図９に解析結果を示す。横軸は(S/nR)(1/L) を板厚の３乗で除算した値である。この値の低下とともに荷重が増加するが、２回目後の座屈変形許容長さは短くなり、最適値が存在する。
【００６１】
横軸は(S/nR)(1/L) を板厚の３乗で除算した値である。この値の低下とともに荷重が増加するが、２回目後の座屈変形許容長さは短くなり、最適値が存在する。
【００６２】
本値が0.24未満の場合は、荷重は良好なものの座屈変形許容長きが短く、また4.4 超の場合は、平均荷重が低くなる。したがって、0.24〜4.4 までに制御することが好ましい。
【００６３】
つまり、本発明は更なる高効率化のための吸収部材を設計する際、諸元となる適用断面積、部材長、板厚によって最適な適用断面積と稜線数ならびに部材長、板厚を制御することで、目的とする性能を実現させるものである。
【００６４】
本発明は、非対称断面の部材においても同様に効果を引き出すが、その場合には、より安定した性能を得るためには、断面積の大きい側を制御する方が好ましい。
【００６５】
本発明は基本となる多角形断面筒体での性能を引き出す方法であるため、筒状の部材製作にあたってはプレス加工後に溶接により構成しても、薄板、パイプを用いたハイドロフォーム成形により製作しても、どちらでもよい。
【００６６】
また、本発明にかかる衝撃吸収部材にさらに荷重を高めるために高周波焼入れ、レーザー焼入れ、浸炭、窒化等の焼き入れ等の後処理、最大荷重を下げるためのつぶれビード、先頭断面積縮小化、先頭部へピアス穴等の切欠き導入、さらには部材剛性向上のために基本断面の筒体の間に中板を導入してもよい。もちろん材質的には所定荷重を確保しつつ軽量化を図る必要があるから、高張力鋼板が好ましい。
【００６７】
以下、本発明の実施例について以下説明する。
【実施例１】
【００６８】
表１の形状を有する各部材において解析を実施した。供試材は同様の1.6t-590DP鋼である。
【００６９】
図10に８角でテーパ形状と長さの異なる部材の各変位における単位周長あたりの荷重、 (S/nR)(1/L)の結果を示す。本モデルはいずれも本発明範囲に該当するものであるが、 Ml とM2の結果から見られように本発明の規定条件[(S/nR)(1/L)] の変化に従い、荷重曲線の形態が変化している。また、部材長が長いM3においても安定した座屈結果を示している。
【００７０】
図11には、 M3 、 M4 、 M5 、 M6 の結果を示している。 M4 、 M6 は衝突端側を含め全長にかけて本発明範囲外であり、 M5 については長手方向にテーパを設けた形状の部材であり、各断面の長手方向において本発明の請求項１に規定する条件式の値が変化しており、衝突端では本発明範囲内であるが、衝突端と反対側では本発明範囲外となっている。
【００７１】
M4は、全長にかけて単位周長あたりの荷重が低くなっており、またM6は衝突初期は高荷重を示すが途中で部材全体の折れ曲がりが発生し、急激に荷重が低下している結果となっている。
【００７２】
また、 M5 については変位50mmでは座屈を示す高荷重を示しているが、適用断面積と稜線数の関係が本発明範囲から外れている150mm 付近においては荷重も低く、ピークの山の範囲が小さくなっており、良好な衝突性能が得られていない結果となっている。
【００７３】
以上より、本発明範囲内の形状要件を全長にわたって満足するもののみが良好な性能を示すことがわかり、つまり、高性能を得るためには部材全体にわたって本発明を満足することが重要であることを示すものである。
【実施例２】
【００７４】
板厚の影響については、590MPa級DP鋼板の板厚 1.6mm、3.2mm 材を用いて表２寸法諸元モデルでの解析を実施した。ただし、本例では長手方向テーパはゼロである。
【００７５】
結果は表２にまとめて示す。本結果からも本発明範囲外のNo.2は、平均荷重は高いものの変形許容長さが短く、また１回目荷重が高く、良好な特性が得られないことが確認できた。
【００７６】
【表１】
2005048856.tif 000003
【００７７】
【表２】
2005048856.tif 000004
【図面の簡単な説明】
【００７８】
【図１】図１(a) 、(b) は、本発明において規定する部材適用可能断面積Ｓおよび部材長さＬのそれぞれの説明図である。
【図２】座屈周期を短くし、座屈振幅を小さくする荷重−変位の関係を説明する模式的グラフである。
【図３】直径120mm の正８角形の変形図を示すグラフである。
【図４】直径60mm、120mm 、24mmの円に外接する正８角形の解析結果を示すグラフである。
【図５】正８角形の単位線長あたりの荷重に及ぼす（S/nR)(1/L)の影響を示すグラフである。
【図６】各種形状での単位線長あたりの荷重に及ぼす（S/nR)(1/L)の影響を示すグラフである。
【図７】平均荷重、２回目座屈後の座屈変形許容長さに及ぼす（S/nR)(1/L)(1/t3)の影響を示すグラフである。
【図８】各種形状での単位線長あたりの荷重に及ぼす（S/nR)(1/L)の影響を示すグラフである。
【図９】板厚の影響を示すグラフである。
【図１０】実施例の結果を示すグラフである。
【図１１】実施例の結果を示すグラフである。
【図１】
2005048856.tif 000005
【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
2005048856.tif 000011
【図８】
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【図９】
2005048856.tif 000013
【図１０】
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【図１１】
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