(57)【要約】【課題】耐衝突性能に優れた車両用骨格部材構造を提供する。【解決手段】Ｘ軸方向に延在し、Ｘ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントがＸ軸方向の位置によって変化する本体１ａを有し、板状部材を所定の曲率で折り曲げてなる角部１２が、本体１ａのＸ軸方向における一端８１から他端８２の間の少なくとも一部の領域において連続して形成され、角部１２には外側から見て凹形状のエンボス部２４が設けられ、エンボス部２４の配置されているエンボス領域２４０に、エンボス部２４が設けられていない場合にＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントが最小となる最小剛性位置Ｘａが含まれている耐衝突性能に優れた車両用骨格部材構造１を採用する。【選択図】図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
Ｘ軸方向に延在し、前記Ｘ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントが前記Ｘ軸方向の位置によって変化する本体を有し、
板状部材を所定の曲率で折り曲げてなる角部が、前記本体の前記Ｘ軸方向における一端から他端の間の少なくとも一部の領域において連続して形成され、
前記角部には外側から見て凹形状のエンボス部が設けられ、
前記エンボス部の配置されているエンボス領域に、前記エンボス部が設けられていない場合に前記Ｘ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントが最小となる最小剛性位置が含まれていることを特徴とする耐衝突性能に優れた車両用骨格部材構造。
【請求項２】
前記エンボス部が、三角形状の２つの壁面からなるものであり、
前記２つの壁面は、三角形の底辺同士が接合した形で配置されており、前記２つの壁面の接合された部分が前記角部の長さ方向に交差する方向に延在する谷となっていることを特徴とする請求項１に記載の耐衝突性能に優れた車両用骨格部材構造。
【請求項３】
前記エンボス領域は、前記角部の長さ方向中心部に配置されて前記角部の長さ方向と直交する方向に延在する平行な帯状の中心領域と、前記中心領域の前記角部の長さ方向両側にそれぞれ配置された２つの端部領域とを有し、前記２つの端部領域のうちの１つに前記最小剛性位置が配置され、
前記中心領域の幅の中心が、前記エンボス領域の前記角部の長さ方向の中心に配置され、前記中心領域の幅が、前記角部の長さ方向の前記エンボス部の長さをＬとしたとき０．１×Ｌ以上の範囲であることを特徴とする請求項２に記載の耐衝突性能に優れた車両用骨格部材構造。
【請求項４】
前記最小剛性位置が配置されていない前記端部領域が、前記最小剛性位置から前記角部の長さ方向に沿って第１方向に０．５×Ｌ離れた位置までの第１領域と、前記最小剛性位置から前記第１方向と反対方向に０．５×Ｌ離れた位置までの第２領域のうち、前記エンボス部が設けられていない場合における前記Ｘ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントの平均値が大きい方の領域を含むことを特徴とする請求項３に記載の耐衝突性能に優れた車両用骨格部材構造。
【請求項５】
前記角部が、第１壁部と第２壁部との間に配置され、
前記エンボス部における板厚が、前記第１壁部および前記第２壁部の板厚よりも厚いことを特徴とする請求項１〜請求項４のいずれかに記載の耐衝突性能に優れた車両用骨格部材構造。
【請求項６】
前記Ｘ軸方向の一端側において前記第１壁部と前記第２壁部とを少なくとも接続する接続部材を有し、
前記エンボス領域が、前記接続部材によって前記角部が覆われている被覆領域を含み、前記被覆領域に最小剛性位置が含まれていることを特徴とする請求項５に記載の耐衝突性能に優れた車両用骨格部材構造。
【請求項７】
Ｘ軸方向に延在し、前記Ｘ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントが前記Ｘ軸方向の位置によって変化する本体を有し、
板状部材を所定の曲率で折り曲げてなる角部が、前記本体の前記Ｘ軸方向における一端から他端の間の少なくとも一部の領域において連続して形成され、
前記角部には外側から見て凹形状のエンボス部が設けられ、
前記エンボス部の配置されているエンボス領域に、前記エンボス部が設けられていない場合に前記Ｘ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントが最小となる最小剛性位置が含まれており、
前記エンボス部が、三角形状の２つの壁面からなるものであり、
前記２つの壁面は、三角形の底辺同士が接合した形で配置されており、前記２つの壁面の接合された部分が前記角部の長さ方向に交差する方向に延在する谷となっており、
前記エンボス領域は、前記角部の長さ方向中心部に配置されて前記角部の長さ方向と直交する方向に延在する平行な帯状の中心領域と、前記中心領域の前記角部の長さ方向両側にそれぞれ配置された２つの端部領域とを有し、前記２つの端部領域のうちの１つに前記最小剛性位置が配置され、
前記中心領域の幅の中心が、前記エンボス領域の前記角部の長さ方向の中心に配置され、前記中心領域の幅が、前記角部の長さ方向の前記エンボス部の長さをＬとしたとき０．１×Ｌ以上の範囲であり、
前記最小剛性位置が配置されていない前記端部領域が、前記最小剛性位置から前記角部の長さ方向に沿って第１方向に０．５×Ｌ離れた位置までの第１領域と、前記最小剛性位置から前記第１方向と反対方向に０．５×Ｌ離れた位置までの第２領域のうち、前記エンボス部が設けられていない場合における前記Ｘ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントの平均値が大きい方の領域を含み、
前記角部が、第１壁部と第２壁部との間に配置され、
前記エンボス部における板厚が、前記第１壁部および前記第２壁部の板厚よりも厚く、
前記Ｘ軸方向の一端側において前記第１壁部と前記第２壁部とを少なくとも接続する接続部材を有し、
前記エンボス領域が、前記接続部材によって前記角部が覆われている被覆領域を含み、前記被覆領域に最小剛性位置が含まれている車両用骨格部材構造の衝突性能を算出する方法であって、
前記衝突性能として、前記車両用骨格部材構造の衝突時における最大反力Ｆａを、以下に示す式（１）を用いて算出することを特徴とする車両用骨格部材構造の衝突性能算出方法。
Ｆａ＝（１＋Ｃｔ＋ＣＨ）×Ｆ    ・・・式（１）
但し，式（１）において，Ｆは前記エンボス部が設けられていない車両用骨格部材構造の衝突時最大反力であり，Ｃｔは以下に示す式（２）を用いて算出する前記エンボス部の板厚変化に起因する衝突反力変化率であり，ＣＨは以下に示す式（３）を用いて算出する前記エンボス部の加工硬化に起因する衝突反力変化率である。
Ｃｔ＝｜εｔ｜／１００      ・・・式（２）
ＣＨ＝０．５×（｜εｔ｜／１００）+ ０．０４      ・・・式（３）
但し，式（２）（３）において，εｔは前記エンボス部の板厚方向ひずみ量（％）である。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、耐衝突性能に優れた車両用骨格部材構造および車両用骨格部材構造の衝突性能算出方法に関する。
【背景技術】
【０００２】
自動車のフロントサイドメンバ等の骨格部材は、衝突荷重が加わったときにその骨格部材の最大反力が適切な値になるように設計する必要がある。骨格部材の最大反力は、部材の材質や形状によって変化するので、骨格部材を設計する際には数多くのパラメータを考慮する必要がある。
【０００３】
例えば、車両の軽量化を図るために、骨格部材を構成する鋼板の板厚を薄くすると、骨格部材の最大反力が低下して構造部材が座屈しやすくなる。このため、鋼板の板厚を薄くして軽量化を図りつつ、高い最大反力を有する骨格部材を設計する必要がある。
【０００４】
例えば、下記特許文献１には、多角形閉断面形状の各辺を構成する壁部のうち少なくとも１つの壁部に所定の間隔で複数配設された第１ビードと、第１ビードが設けられた壁部に隣接する壁部に、第１ビードの軸方向位置とは重ならない位置に複数配設された第２ビードとを有する骨格部材構造が開示されている。この骨格部材構造では、第１ビードと第２ビードの双方を起点にした安定した軸圧縮変形が得られるため、初期座屈荷重が高められている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】特開２００１−１５８３７７号公報
【非特許文献】
【０００６】
【非特許文献１】馬場、吉田「機械工学必携（第８版）」, 三省堂，２００１
【非特許文献２】高橋、町田「基礎材料力学（改定版）」, 培風館，１９９９
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
しかし、例えば骨格部材としてフロントサイドメンバを例に挙げると、フロントサイドメンバには、エンジンマウントを介してエンジンが搭載されており、常にエンジン等の荷重が加わっている。また、フロントサイドメンバの先端には、連結部材を介してフロントクロスメンバが接続されている。このため、衝突時にはフロントクロスメンバを介して、フロントサイドメンバの軸線方向とは多少ずれた方向から入力荷重が加わる場合がある。さらにフロントサイドメンバは、車両の長手方向に対してやや傾斜した角度で取り付けられる場合があり、この点においてもフロントサイドメンバの軸線方向とは多少ずれた方向から衝突時の入力荷重が加わる場合がある。
【０００８】
以上のように、フロントサイドメンバには常に荷重が入力され、さらに衝突時の入力荷重がフロントサイドメンバの軸線方向とは多少ずれた方向から加わる場合があるので、衝突時には曲げモーメントが加わることがある。このため、特許文献１に記載の骨格部材をフロントサイドメンバに適用すると、第１、第２ビードの形成位置において閉断面周方向に沿って均一に衝突荷重が加わらず、フロントサイドメンバが十分に座屈変形して衝突エネルギーを吸収する前に、第１、第２ビードの形成位置においてフロントサイドメンバが破断し、衝突エネルギーを十分に吸収できない事態が想定される。
【０００９】
本発明は上記事情に鑑みてなされたもので、耐衝突性能に優れた車両用骨格部材構造およびその衝突性能算出方法を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１０】
［１］  Ｘ軸方向に延在し、前記Ｘ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントが前記Ｘ軸方向の位置によって変化する本体を有し、板状部材を所定の曲率で折り曲げてなる角部が、前記本体の前記Ｘ軸方向における一端から他端の間の少なくとも一部の領域において連続して形成され、前記角部には外側から見て凹形状のエンボス部が設けられ、前記エンボス部の配置されているエンボス領域に、前記エンボス部が設けられていない場合に前記Ｘ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントが最小となる最小剛性位置が含まれていることを特徴とする耐衝突性能に優れた車両用骨格部材構造。
【００１１】
［２］  前記エンボス部が、三角形状の２つの壁面からなるものであり、前記２つの壁面は、三角形の底辺同士が接合した形で配置されており、前記２つの壁面の接合された部分が前記角部の長さ方向に交差する方向に延在する谷となっていることを特徴とする［１］に記載の耐衝突性能に優れた車両用骨格部材構造。
【００１２】
［３］  前記エンボス領域は、前記角部の長さ方向中心部に配置されて前記角部の長さ方向と直交する方向に延在する平行な帯状の中心領域と、前記中心領域の前記角部の長さ方向両側にそれぞれ配置された２つの端部領域とを有し、前記２つの端部領域のうちの１つに前記最小剛性位置が配置され、前記中心領域の幅の中心が、前記エンボス領域の前記角部の長さ方向の中心に配置され、前記中心領域の幅が、前記角部の長さ方向の前記エンボス部の長さをＬとしたとき０．１×Ｌ以上の範囲であることを特徴とする［２］に記載の耐衝突性能に優れた車両用骨格部材構造。
［４］  前記最小剛性位置が配置されていない前記端部領域が、前記最小剛性位置から前記角部の長さ方向に沿って第１方向に０．５×Ｌ離れた位置までの第１領域と、前記最小剛性位置から前記第１方向と反対方向に０．５×Ｌ離れた位置までの第２領域のうち、前記エンボス部が設けられていない場合における前記Ｘ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントの平均値が大きい方の領域を含むことを特徴とする［３］に記載の耐衝突性能に優れた車両用骨格部材構造。
【００１３】
［５］  前記角部が、第１壁部と第２壁部との間に配置され、前記エンボス部における板厚が、前記第１壁部および前記第２壁部の板厚よりも厚いことを特徴とする［１］〜［４］のいずれかに記載の耐衝突性能に優れた車両用骨格部材構造。
［６］  前記Ｘ軸方向の一端側において前記第１壁部と前記第２壁部とを少なくとも接続する接続部材を有し、前記エンボス領域が、前記接続部材によって前記角部が覆われている被覆領域を含み、前記被覆領域に最小剛性位置が含まれていることを特徴とする［５］に記載の耐衝突性能に優れた車両用骨格部材構造。
【００１４】
[７]  Ｘ軸方向に延在し、前記Ｘ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントが前記Ｘ軸方向の位置によって変化する本体を有し、
板状部材を所定の曲率で折り曲げてなる角部が、前記本体の前記Ｘ軸方向における一端から他端の間の少なくとも一部の領域において連続して形成され、
前記角部には外側から見て凹形状のエンボス部が設けられ、
前記エンボス部の配置されているエンボス領域に、前記エンボス部が設けられていない場合に前記Ｘ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントが最小となる最小剛性位置が含まれており、
前記エンボス部が、三角形状の２つの壁面からなるものであり、
前記２つの壁面は、三角形の底辺同士が接合した形で配置されており、前記２つの壁面の接合された部分が前記角部の長さ方向に交差する方向に延在する谷となっており、
前記エンボス領域は、前記角部の長さ方向中心部に配置されて前記角部の長さ方向と直交する方向に延在する平行な帯状の中心領域と、前記中心領域の前記角部の長さ方向両側にそれぞれ配置された２つの端部領域とを有し、前記２つの端部領域のうちの１つに前記最小剛性位置が配置され、
前記中心領域の幅の中心が、前記エンボス領域の前記角部の長さ方向の中心に配置され、前記中心領域の幅が、前記角部の長さ方向の前記エンボス部の長さをＬとしたとき０．１×Ｌ以上の範囲であり、
前記最小剛性位置が配置されていない前記端部領域が、前記最小剛性位置から前記角部の長さ方向に沿って第１方向に０．５×Ｌ離れた位置までの第１領域と、前記最小剛性位置から前記第１方向と反対方向に０．５×Ｌ離れた位置までの第２領域のうち、前記エンボス部が設けられていない場合における前記Ｘ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントの平均値が大きい方の領域を含み、
前記角部が、第１壁部と第２壁部との間に配置され、
前記エンボス部における板厚が、前記第１壁部および前記第２壁部の板厚よりも厚く、
前記Ｘ軸方向の一端側において前記第１壁部と前記第２壁部とを少なくとも接続する接続部材を有し、
前記エンボス領域が、前記接続部材によって前記角部が覆われている被覆領域を含み、前記被覆領域に最小剛性位置が含まれている車両用骨格部材構造の衝突性能を算出する方法であって、
前記衝突性能として、前記車両用骨格部材構造の衝突時における最大反力Ｆａを、以下に示す式（１）を用いて算出することを特徴とする車両用骨格部材構造の衝突性能算出方法。
Ｆａ＝（１＋Ｃｔ＋ＣＨ）×Ｆ    ・・・式（１）
但し，式（１）において，Ｆは前記エンボス部が設けられていない車両用骨格部材構造の衝突時最大反力であり，Ｃｔは以下に示す式（２）を用いて算出する前記エンボス部の板厚変化に起因する衝突反力変化率であり，ＣＨは以下に示す式（３）を用いて算出する前記エンボス部の加工硬化に起因する衝突反力変化率である。
Ｃｔ＝｜εｔ｜／１００      ・・・式（２）
ＣＨ＝０．５×（｜εｔ｜／１００）+ ０．０４      ・・・式（３）
但し，式（２）（３）において，εｔは前記エンボス部の板厚方向ひずみ量（％）である。
【発明の効果】
【００１５】
本発明の耐衝突性能に優れた車両用骨格部材構造は、Ｘ軸方向に延在し、前記Ｘ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントが前記Ｘ軸方向の位置によって変化する本体を有し、板状部材を所定の曲率で折り曲げてなる角部が、前記本体の前記Ｘ軸方向における一端から他端の間の少なくとも一部の領域において連続して形成され、前記角部には外側から見て凹形状のエンボス部が設けられ、前記エンボス部の配置されているエンボス領域に、前記エンボス部が設けられていない場合に前記Ｘ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントが最小となる最小剛性位置が含まれているので、Ｘ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントの低い領域がエンボス部によって効果的に補強されたものとなり、エンボス部の周辺の抗折力が向上して、衝突時に曲げモーメントが印加された場合に生じるたわみ変形に対する反力が向上し、優れた耐衝突性能が得られる。
【００１６】
また、本発明の耐衝突性能に優れた車両用骨格部材構造において、エンボス部が、三角形状の２つの壁面からなるものであり、前記２つの壁面は、三角形の底辺同士が接合した形で配置されており、前記２つの壁面の接合された部分が前記角部の長さ方向に交差する方向に延在する谷となっている場合、エンボス部の形状が単純でかつ歪みの小さい形状となり、エンボス部の周辺の第１壁部および第２壁部の抗折力をより効果的に向上させることができるとともに、容易にエンボス部を形成でき、優れた生産性が得られるものとなる。
【００１７】
また、本発明の耐衝突性能に優れた車両用骨格部材構造において、角部が、第１壁部と第２壁部との間に配置され、前記エンボス部における板厚が、前記第１壁部および前記第２壁部の板厚よりも厚い場合、エンボス部を設けることによるエンボス部の周辺の第１壁部および第２壁部の剛性がより一層高くなって、抗折力がさらに向上するため、衝突時の曲げモーメントによるたわみ変形に対する反力がより一層向上し、より優れた耐衝突性能が得られる。
【００１８】
本発明の衝突性能算出方法によれば、本発明の車両用骨格部材構造の衝突性能として、車両用骨格部材構造の衝突時における最大反力Ｆａを良好な精度で算出できる。
【図面の簡単な説明】
【００１９】
【図１】図１は、本発明の車両用骨格部材構造の一例を示す模式図であって、図１（Ａ）は分解斜視図であり、図１（Ｂ）はエンボス部の拡大斜視図であり、図１（Ｃ）は図１（Ｂ）のＡ−Ａ’線に対応するエンボス部の拡大断面図であり、図１（Ｄ）はエンボス部の拡大平面図である。
【図２】図２は、図１に示す車両用骨格部材構造を示す模式図であって、図２（Ａ）は側面図であり、図２（Ｂ）は平面図であり、図２（Ｃ）は斜視図であり、図２（Ｄ）は図２（Ａ）のＢ−Ｂ’線に対応する断面図である。
【図３】図３は、他端側の角部を原点（０）としたときの原点からの距離と、本体１ａのＸ軸方向のＺ軸周りの曲げ剛性との関係を示したグラフである。
【図４】図４は、実施例および比較例１、比較例２の衝撃吸収試験方法を説明する図であって、図４（Ａ）は衝撃吸収試験方法を説明する模式図であり、図４（Ｂ）は図４（Ａ）に示す衝撃吸収試験時の実施例および比較例１、比較例２の車両用骨格部材構造のたわみ曲線を示す模式図である。
【図５】図５は、実施例および比較例２の衝撃吸収試験の結果を示した図であって、エンボス領域の角部の長さ方向中心Ｘｅの図３に示す原点からの距離と初期ピーク反力との関係を示すグラフである。
【図６】図６は、実施例および比較例２の衝撃吸収試験の結果を示した図であって、エンボス領域の角部の長さ方向中心Ｘｅの図３に示す原点からの距離と吸収エネルギーとの関係を示すグラフである。
【発明を実施するための形態】
【００２０】
次に、本発明の実施形態および実施例について、図面を参照して説明する。
図１は、本発明の車両用骨格部材構造の一例を示す模式図であって、図１（Ａ）は分解斜視図である。なお、図１（Ａ）においては、各部品の説明を容易とするために、各部品を離間して示している。また、図１（Ｂ）はエンボス部の拡大斜視図であり、図１（Ｃ）は図１（Ｂ）のＡ−Ａ’線に対応するエンボス部の拡大断面図であり、図１（Ｄ）はエンボス部の拡大平面図である。図２は、図１に示す車両用骨格部材構造を示す模式図であって、図２（Ａ）は側面図であり、図２（Ｂ）は平面図であり、図２（Ｃ）は斜視図であり、図２（Ｄ）は図２（Ａ）のＢ−Ｂ’線に対応する断面図である。
【００２１】
図１および図２に示す車両用骨格部材構造１は、Ｘ軸方向に延在するものであり、Ｘ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントがＸ軸方向の位置によって変化する本体１ａを有するものである。本体１ａは、断面ハット形状の第１部材８と、板状の第２部材９と、第１部材８の一端８１側（図１（Ａ）における右側）に取り付けられた第１接続部材４１および第２接続部材４２と、第１接続部材４１および第２接続部材４２に取り付けられた板状の第３部材４３とからなる。図１および図２に示すように、第１部材８は、一対の対向する横壁部２，３と、一対の対向する縦壁部４，５のうちの一方である縦壁部４とからなる。また、第２部材９は、一対の縦壁部４，５うちの他方の縦壁部５からなる。
【００２２】
横壁部２，３の縦壁部５側の縁部にはそれぞれ、フランジ部６，７が設けられている。そして、第１部材８のフランジ部６，７に、第２部材９がスポット溶接されることによって、第１部材８と第２部材９とが一体化されている。また、第１部材８と第２部材９とが一体化されることにより、一対の横壁部２，３と、一対の横壁部２，３に接続された一対の縦壁部４，５とからなる閉断面構造が形成されている。本実施形態においては、図１（Ａ）および図２（Ａ）に示すように、第１部材８と第２部材９とからなる閉断面は、一端８１側から他端８２側に向かうにつれて徐々に大きくなっている。
【００２３】
第１接続部材４１は、図２（Ｃ）に示すように、第１部材８と第３部材４３とを接合するものである。第１接続部材４１は、第１部材８の横壁部２および縦壁部４の端部（第１部材８の一端８１）に接合される第１接合部４１ａと、第１接合部４１aから折り曲げられて形成されて第３部材４３に接合される第２接合部４１ｂとからなる。
【００２４】
第２接続部材４２は、第１部材８と第２部材９と第３部材４３とを相互に接合するものである。第２接続部材４２は、箱状の本体部４２ａと、本体部４２ａから折り曲げられて形成され、第１部材８の横壁部３に接合される第３接合部４２ｂと、本体部４２ａから延長して形成されて第１部材８の縦壁部４に接合される第４接合部４２ｃと、本体部４２ａから折り曲げられて形成されて第２部材９に接合される第５接合部４２ｄと、本体部４２ａから折り曲げられて形成されて第３部材４３に接合される第６接合部４２ｅと、からなる。
【００２５】
第３部材４３は、図１（Ａ）および図２（Ｃ）に示すように、第１部材８と第２部材９とからなる閉断面の一端８１側の開口と、第２接続部材４２の箱状の本体部４２ａの開口とを覆うように、第１接続部材４１および第２接続部材４２に取り付けられている。また、第３部材４３は、第２部材９のフランジ部９ａに接合されている。
【００２６】
第１部材８は、鋼板を断面視ハット状にプレス成形してなるものである。第１部材８を構成する鋼板としては、自動車用の高強度鋼板が好適に用いられ、特に加工硬化が起きやすいＴＲＩＰ（Transformation Induced Plasticity）鋼などの高強度薄鋼板が好ましく用いられる。また、第２部材９、第１接続部材４１、第２接続部材４２、第３部材４３も同様に、ＴＲＩＰ鋼などの自動車用の高強度鋼板が好適に用いられる。
【００２７】
本実施形態において、第１部材８を構成する縦壁部４（第１壁部）は、図２（Ａ）および図２（Ｃ）に示すＸ軸と、Ｘ軸に直交するＹ軸とによって定められるＸＹ平面に延在する板状のものである。縦壁部４は、第１部材８の一端８１側（Ｘ軸方向の一端側、図１（Ａ）における右側）から他端８２側（Ｘ軸方向の他端側、図１（Ａ）における左側）に向かってＹ軸方向の幅が徐々に広くなるテーパー状の平面形状を有している。
【００２８】
また、第１部材８を構成する横壁部２および横壁部３（第２壁部）は、図２（Ａ）〜図２（Ｃ）に示すように、縦壁部４のＹ軸方向の両端部にそれぞれ接続され、ＸＹ平面に直交するＺ軸方向に延在する板状のものである。横壁部２および横壁部３は、図２（Ｂ）に示すように、Ｚ軸方向の幅が一定である長方形状の平面形状を有している。
【００２９】
図１および図２に示すように、第１部材８の横壁部２および横壁部３と縦壁部４との間には、角部１１，１２がそれぞれ形成されている。角部１１，１２は、第１部材８をプレス成形する際に、板状部材である鋼板を所定の曲率で直角に折り曲げてなるものであり、図１および図２に記載されているように、本体１ａのＸ軸方向における一端８１から他端８２の間の全域に連続して形成されている。
【００３０】
また、本実施形態の車両用骨格部材構造１の本体１ａは、衝突時に曲げモーメントが印加されるものである。２つの角部１１，１２のうち、角部１１は、曲げモーメントによって車両用骨格部材構造１に生じるたわみの外周側の角部であり、角部１２は、曲げモーメントによって車両用骨格部材構造１に生じるたわみの内周側の角部である。
また、図１および図２に示すように、２つの角部１１，１２のうち、縦壁部４と横壁部３との間の角部１２には、外側から見て凹形状のエンボス部２４が設けられている。
【００３１】
図１および図２に示す車両用骨格部材構造１の本体１ａは、Ｚ軸周りの曲げ剛性がＸ軸方向の位置によって変化するものである。Ｚ軸周りの曲げ剛性は、弾性係数Ｅと断面二次モーメントＩの積（Ｅ×Ｉ）で表されるものである。本体１ａの弾性係数Ｅは、Ｘ軸方向の位置によって変化せず一定であるので、断面二次モーメントの分布は、曲げ剛性の分布と同じである。なお、車両用骨格部材構造の材料として好適に使用される鉄鋼の弾性係数は２０６ＧＰａである。
【００３２】
Ｘ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントは、非特許文献１や非特許文献２に記載されているように、断面形状に対応する計算式を用いて算出できる。断面形状に対応する計算式を用いて断面二次モーメントを算出する方法としては、具体的には、例えば、Ｈｙｐｅｒｗｏｒｋｓ（Ａｌｔａｉｒ社製：商品名）などの断面二次モーメントを算出させるソフトウェアをＰＣ（パーソナルコンピュータ）に実行させる方法が挙げられる。
【００３３】
ここで、本実施形態の車両用骨格部材構造１に備えられたエンボス部２４と、本体１ａのＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントとの関係について説明する。
まず、エンボス部２４が設けられていないこと以外は、図１および図２に示す本実施形態の車両用骨格部材構造１と同じ車両用骨格部材構造における本体１ａのＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントの分布について説明する。なお、エンボス部２４が設けられていない車両用骨格部材構造を構成する各部材は、本実施形態の車両用骨格部材構造１と同じであるので、エンボス部２４が設けられていない車両用骨格部材構造の本体のＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントの分布を図１および図２を参照して説明する。
【００３４】
図１および図２に示す車両用骨格部材構造１では、縦壁部４のＹ軸方向の幅が他端８２側から一端８１側に向かって徐々に狭くなっているため、本体１ａのＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントは、エンボス部２４が設けられていない場合には、Ｘ軸方向に沿って第１部材８の他端８２側から一端８１側に向かうにつれて徐々に小さくなる。
【００３５】
また、図１および図２に示す車両用骨格部材構造１では、第１部材８の一端８１側に第１接続部材４１と第２接続部材４２と第３部材４３とが取り付けられているため、一端８１側における本体１ａのＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントは、他端８２側と比較して非常に大きくなる。したがって、図１および図２に示す車両用骨格部材構造１において、エンボス部２４が設けられていない場合、本体１ａのＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントが最小となる位置が、Ｘ軸方向における第１部材８の他端８２側と一端８１側との間に存在するものとなっている。本発明においては、エンボス部２４が設けられていない場合にＸ軸方向において本体１ａのＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントが最小となる位置を最小剛性位置Ｘａという。
【００３６】
図１および図２に示す車両用骨格部材構造１では、エンボス部２４が設けられていない場合の本体１ａのＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントは、上述したように、最小剛性位置Ｘａよりも他端８２側では、最小剛性位置Ｘａから他端８２側に向かうにつれて緩やかに連続的に大きくなる。また、最小剛性位置Ｘａよりも一端８１側では、最小剛性位置Ｘａから曲げ剛性の強さが飽和する位置（剛性飽和位置）に達するまでの範囲内において、急激に大きくなり、剛性飽和位置よりも一端８１側においては、飽和した曲げ剛性の強さで略一定となる。
【００３７】
図１および図２に示すように、本実施形態の車両用骨格部材構造１では、縦壁部４と横壁部３との間の角部１２にエンボス部２４が設けられているので、エンボス部２４の周辺の縦壁部４および横壁部３の抗折力が向上し、エンボス部２４の周辺のＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントも向上する。
さらに、本実施形態の車両用骨格部材構造１においては、図１および図２に示すように、エンボス部２４の配置されているエンボス領域２４０に、最小剛性位置Ｘａが含まれているため、本体１ａのＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントの低い領域が効果的に補強されたものとなり、衝突時に曲げモーメントが印加された場合に生じるたわみ変形に対する反力が向上し、優れた耐衝突性能が得られる。
【００３８】
これに対し、エンボス領域２４０に最小剛性位置Ｘａが含まれていない場合、縦壁部４と横壁部３との間の角部１２にエンボス部２４が設けられていても、衝突時に曲げモーメントが印加された場合に生じるたわみ変形に対する反力向上効果が十分に得られない。より詳細には、縦壁部４と横壁部３との間の角部１２にエンボス部２４を設けることにより、エンボス部２４の周辺の縦壁部４および横壁部３の抗折力は部分的に向上する。しかし、最小剛性位置Ｘａ周辺のＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントの低い領域の補強効果が不十分となるので、車両用骨格部材構造としての耐衝突性能向上効果は十分に得られない。
【００３９】
また、本実施形態の車両用骨格部材構造１では、図１（Ｂ）および図１（Ｄ）に示すように、エンボス部２４は、三角形状の２つの壁面２４ａ、２４ｂによって構成されている。２つの壁面２４ａ、２４ｂは、底辺を共通とする二等辺三角形状であり、三角形の底辺同士が接合した形で配置され、エンボス部２４全体の平面視形状が、菱形に近い矩形状となっている。２つの壁面２４ａ、２４ｂの接合された部分は、図１（Ｂ）および図１（Ｃ）に示すように、角部１２の長さ方向に直交する方向に延在する谷２４ｃとなっている。
【００４０】
なお、本実施形態の車両用骨格部材構造１では、壁面２４ａと壁面２４ｂの形状は、図１（Ｂ）および図１（Ｄ）に示す例に限定されるものではない。例えば、図１（Ｂ）および図１（Ｄ）において壁面２４ａと壁面２４ｂの形状は、谷２４ｃに対して対称とされているが、壁面２４ａと壁面２４ｂの形状は谷２４ｃに対して対称でなくてもよい。例えば、壁面２４ａと壁面２４ｂとは、底辺を共通とする高さの異なる二等辺三角形状であってもよい。
【００４１】
また、本実施形態の車両用骨格部材構造１では、エンボス部２４の角部１２の長さ方向の長さが、谷２４ｃの長さよりも長くなっているが、エンボス部２４の角部１２の長さ方向の長さと谷２４ｃの長さとの比は、特に限定されるものではない。
また、本実施形態の車両用骨格部材構造１においては、図１（Ｂ）および図１（Ｄ）に示すエンボス領域２４０が、角部１２の最も外側を角部１２の長さ方向に結ぶ線に対して対称形状とされているが、エンボス領域２４０は、角部１２の長さ方向に延びる線に対して対称形状でなくてもよいし、エンボス領域２４０の角部１２の長さ方向に直交する方向の中心位置が、角部１２の最も外側を角部１２の長さ方向に結ぶ線と一致していなくてもよい。
【００４２】
図１（Ｂ）および図１（Ｄ）に示すエンボス部２４は、例えば、鋼板をプレス成形して第１部材８を形成する際に、横壁部３と縦壁部４との間に形成されつつある角部１２の一部を外側から凹ませることにより形成できる。このようにして形成されたエンボス部２４は、周囲の鋼材が肉寄せされた肉厚部として形成される。したがって、エンボス部２４における板厚は、横壁部３（第２壁部）および縦壁部４（第１壁部）の板厚よりも１．１倍〜１．４倍、好ましくは１．１〜１．２倍程度厚いものとなっている。また、エンボス部２４は、その周囲に比べて加工量が大きく、加工に伴って導入される加工硬化量が大きいものであるため、変形抵抗（反力）が高く、横壁部３および縦壁部４よりも高い硬度を有している。
【００４３】
また、本実施形態の車両用骨格部材構造１においては、図１（Ｂ）および図１（Ｄ）に示すエンボス領域２４０が、中心領域２４ｄ（図１（Ｄ）において斜線で示した領域）と、中心領域２４ｄの角部１２の長さ方向両側にそれぞれ配置された２つの端部領域２４ｅ、２４ｆとを有している。中心領域２４ｄは、図１（Ｄ）に示すように、エンボス領域２４０の角部１２の長さ方向中心部に配置され、角部１２の長さ方向と直交する方向に延在する平行な帯状のものである。
【００４４】
本実施形態においては、図１（Ｄ）に示すように、中心領域２４ｄの幅ｄの中心が、エンボス領域２４０の角部１２の長さ方向中心Ｘｅに配置され、中心領域２４ｄの幅ｄが、角部１２の長さ方向のエンボス部２４の長さをＬとしたとき、０．１×Ｌ以上の範囲とされていることが好ましい。
【００４５】
本実施形態においては、中心領域２４ｄの幅ｄの中心が、エンボス領域２４０の角部１２の長さ方向中心Ｘｅに配置され、中心領域２４ｄの幅ｄが０．１×Ｌ以上の範囲とされ、図１（Ｄ）に示すように、２つの端部領域２４ｅ、２４ｆのうちの１つである他端８２側の端部領域２４ｆに最小剛性位置Ｘａが配置されている。
この場合、例えば、２つの端部領域２４ｅ、２４ｆのうちの１つである一端８１側の端部領域２４ｅや中心領域２４ｄに、最小剛性位置Ｘａが配置されている場合と比較して、エンボス部２４を設けることによるエンボス部２４の周辺の縦壁部４および横壁部３の抗折力向上効果が、より効果的に得られる。
【００４６】
より詳細には、例えば、本実施形態において、中心領域２４ｄに最小剛性位置Ｘａが配置されている場合には、角部１２の長さ方向に交差する方向に延在する谷２４ｃと最小剛性位置Ｘａとの距離が近くなる、または谷２４ｃの位置が最小剛性位置Ｘａと一致する。図１（Ｄ）に示すように、エンボス部２４が三角形状の２つの壁面２４ａ、２４ｂによって構成され、２つの壁面２４ａ、２４ｂが三角形の底辺同士が接合した形で配置されている場合、谷２４ｃの形成されている位置は、Ｘ軸方向から衝突荷重を受けた場合に座屈しやすい位置となる。
【００４７】
したがって、谷２４ｃの位置が最小剛性位置Ｘａと一致していたり、谷２４ｃと最小剛性位置Ｘａとの距離が近すぎたりすると、本体１ａのＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントの小さい位置に谷２４ｃが配置されていることに起因する座屈しやすさによって、エンボス部２４を設けることに起因する加工硬化による反力の向上効果が目減りしてしまう。
【００４８】
このため、エンボス部２４を設けることによる反力の向上効果をより効果的に得るために、谷２４ｃと最小剛性位置Ｘａとの間の距離を０．０５×Ｌ以上とすることが好ましい。言い換えると、中心領域２４ｄの幅ｄを０．１×Ｌ以上とすることが好ましい。
しかし、中心領域２４ｄの幅ｄが０．５×Ｌを超える（言い換えると、谷２４ｃと最小剛性位置Ｘａとの間の距離が０．２５×Ｌを超える）と、最小剛性位置Ｘａ周辺のＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントの低い領域を補強する効果が低下して、車両用骨格部材構造１としての耐衝突性能向上効果が低下する場合がある。このため、中心領域２４ｄの幅ｄは０．５×Ｌ以下とすることが好ましい。
【００４９】
また、エンボス部２４には、谷２４ｃを中心として所定の曲率で湾曲する曲率領域が成形時に形成される。エンボス部２４の曲率領域は、Ｘ軸方向から衝突荷重を受けた場合に座屈しやすい領域である。エンボス部２４の曲率領域の大きさは、通常、第１部材８となる板状部材の厚みに応じて決定される。中心領域２４ｄの幅ｄが、第１部材８となる板状部材の板厚ｔを３倍した寸法以上である場合、エンボス部２４の曲率領域と最小剛性位置Ｘａとが十分に離間されたものとなり、エンボス部２４を設けることによる反力の向上効果がエンボス部２４の曲率領域の座屈しやすさによって目減りすることを十分に防止できる。
【００５０】
したがって、エンボス部２４を設けることによる反力の向上効果をより効果的に得るためには、中心領域２４ｄの幅ｄを、第１部材８となる板状部材の板厚ｔを３倍した寸法以上とすることが好ましい。しかし、中心領域２４ｄの幅ｄが、第１部材８となる板状部材の板厚ｔを１０倍した寸法を超えると、エンボス部２４の曲率領域と最小剛性位置Ｘａとを離間させることによる効果が飽和する。また、中心領域２４ｄの幅ｄが、第１部材８となる板状部材の板厚ｔを１０倍した寸法を超える場合、中心領域２４ｄの幅ｄが上述した０．５×Ｌを超えてしまい、最小剛性位置Ｘａ周辺のＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントの低い領域を補強する効果が低下して、車両用骨格部材構造１としての耐衝突性能向上効果が低下する恐れがある。このため、中心領域２４ｄの幅ｄは、第１部材８となる板状部材の板厚ｔを１０倍した寸法以下であって、かつ０．５×Ｌ以下であることが好ましい。
【００５１】
また、本実施形態においては、端部領域２４ｆのＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントが端部領域２４ｅよりも低いため、例えば、２つの端部領域２４ｅ、２４ｆのうち一端８１側の端部領域２４ｅに最小剛性位置Ｘａが配置されている場合、本体１ａＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントの小さい領域にエンボス部２４の谷２４ｃが配置される。これに対し、端部領域２４ｆに最小剛性位置Ｘａが配置されている場合、本体１ａＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントの大きい領域にエンボス部２４の谷２４ｃが配置される。したがって、端部領域２４ｅに最小剛性位置Ｘａが配置されている場合、端部領域２４ｆに最小剛性位置Ｘａが配置されている場合と比較して、断面二次モーメントが小さい位置に谷２４ｃが配置されていることに起因する座屈しやすさによる反力の向上効果の目減りが大きくなる。
【００５２】
したがって、最小剛性位置Ｘａは、エンボス部２４を設けることによる反力の向上効果をより効果的に得るために２つの端部領域２４ｅ、２４ｆのうち、Ｘ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントが小さい第１部材８の他端８２側の端部領域２４ｆに配置されていることが好ましい。
２つの端部領域２４ｅ、２４ｆにおいて、Ｘ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントの大小は、エンボス部２４が設けられていない場合における本体１ａのＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントの平均値によって比較できる。端部領域２４ｅ、２４ｆのＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントの平均値は、Ｘ軸方向における本体１ａのＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントの分布を算出し、端部領域２４ｅ、２４ｆの断面二次モーメントをそれぞれ積分し、それぞれ角部１２の長さ方向の端部領域２４ｅ、２４ｆの長さで割ることにより算出できる。
【００５３】
本実施形態において、最小剛性位置Ｘａが配置されていない端部領域２４ｅは、最小剛性位置Ｘａから角部１２の長さ方向に沿って、一端８１側（第１方向）に０．５×Ｌ離れた位置までの第１領域と、最小剛性位置Ｘａから他端８２側に０．５×Ｌ離れた位置までの第２領域のうち、エンボス部２４が設けられていない場合におけるＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントの平均値の大きい方の領域を含むものとされている。
【００５４】
より詳細には、本実施形態において、最小剛性位置Ｘａから角部１２の長さ方向に沿って、第１部材８の一端８１側に０．５×Ｌ離れた位置までの第１領域は、最小剛性位置ＸａからＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントの強さが飽和する位置（剛性飽和位置）に達するまでの範囲内において、急激に大きくなる領域である。また、最小剛性位置Ｘａから第１部材８の他端８２側に０．５×Ｌ離れた位置までの第２領域は、最小剛性位置Ｘａから他端８２側に向かうにつれて緩やかに連続的にＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントが大きくなる領域である。したがって、第１領域と第２領域のうち、第１領域が、エンボス部２４が設けられていない場合におけるＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントの平均値が大きい側の領域となる。
【００５５】
また、本実施形態においては、エンボス領域２４０が、図１（Ｄ）および図２（Ａ）に示すように、縦壁部４と横壁部３とを接続する第２接続部材４２によって角部１２が覆われている被覆領域４２ｆを含み、被覆領域４２ｆに最小剛性位置Ｘａおよびエンボス部２４の中心領域２４ｄ（図１Ｄに示す谷２４ｃおよびその周辺）が含まれているものとされている。被覆領域４２ｆは、第２接続部材４２によって角部１２が覆われていることにより、Ｘ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントが大きい領域とされている。このため、最小剛性位置Ｘａおよびエンボス部２４の谷２４ｃが被覆領域４２ｆに配置されている場合、エンボス部２４の谷２４ｃが配置されていることに起因する座屈しやすさの影響が非常に小さいものとなり、加工硬化の硬化による反力向上効果が効果的に得られる。
【００５６】
なお、本実施形態においては、縦壁部４が、Ｘ軸方向の一端側から他端側に向かってＹ軸方向の幅が徐々に広くなるテーパー状の平面形状を有していることにより、上述したように、Ｘ軸方向の本体１ａのＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントが変化するので、最小剛性位置Ｘａが角部１２の長さ方向における一点となっている。
【００５７】
しかし、本発明において、縦壁部４の形状は、図１に示す形状のみに限定されるものではなく、例えば、Ｙ軸方向の幅が一定である長方形の平面形状を有するものであってもよい。縦壁部が長方形の平面形状を有する場合、角部１２の長さ方向がＸ軸方向となり、Ｘ軸方向における本体１ａのＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントは、他端８２側から一端８１側に、第１接続部材４１と第２接続部材４２と第３部材４３とが取り付けられていることにより曲げ剛性が向上される領域に到達するまでの範囲内では、略一定となる。したがって、最小剛性位置Ｘａは、第１部材８の他端８２から曲げ剛性が向上される領域に到達するまでの範囲全体となる。
【００５８】
なお、エンボス部２４の長さＬは、車両用骨格部材構造１の材料の厚みなどによって決定でき、特に限定されるものではないが、例えば、車両用骨格部材構造１の材料としても使用する鋼板の厚みが１．５ｍｍ程度であって、車両用骨格部材構造１をフロントサイドメンバとして用いる場合には、エンボス部２４の長さＬを４０ｍｍ程度とすることが好ましい。
【００５９】
本実施形態の車両用骨格部材構造１は、衝突時の角部１１、１２に曲げモーメントが印加されるものである。角部１２の最小剛性位置Ｘａは、曲げモーメントにより生じるたわみの内周側に相当する箇所である。車両用骨格部材構造１に曲げモーメントが加わると、たわみの内周側に圧縮応力が集中する。本実施形態においては、エンボス部２４の配置されているエンボス領域２４０に、最小剛性位置Ｘａが含まれているので、横壁部３および縦壁部４を効果的に補強できる。
【００６０】
本実施形態の車両用骨格部材構造１は、例えば、自動車のフロントサイドメンバのような、Ｘ軸方向から衝突荷重を受ける構造部材に好ましく適用できる。自動車のフロントサイドメンバとしては、車幅方向外側に配置されるアウタパネルと、車幅方向内側に配置されるインナパネルとを含むものが挙げられる。具体的には、本実施形態の車両用骨格部材構造１は、第１部材８をインナパネルとし、第２部材９をアウタパネルとし、第３部材４３をフロントクロスメンバの一部とするフロントサイドメンバに適用できる。
【００６１】
自動車のフロントサイドメンバは、自動車に衝突荷重が加わった際に、軸方向に荷重が加わり、軸方向中間部で折れ曲がることなく確実に軸圧縮変形して衝突時の衝撃エネルギーを確実に吸収する必要がある。衝撃荷重に対する反力が小さいと、小さな衝突荷重で容易に座屈してしまうので、衝撃荷重に対する反力を所定の大きさ以上にする必要がある。
【００６２】
本実施形態の車両用骨格部材構造１をフロントサイドメンバとして用いた場合、フロントクロスメンバの一部である第３部材４３に入力されたＸ軸方向の衝突荷重は、第１、第２接続部材４１，４２を介してインナパネルである第１部材８に入力される。このようなＸ軸方向の衝突荷重の入力の際には、第２接続部材４２が先に潰れ易く、衝突時の第１部材８の角部１１、１２には、曲げモーメントが印加される。
【００６３】
本実施形態の車両用骨格部材構造１をフロントサイドメンバとして用いた場合、横壁部３と縦壁部４の接続されている角部１２にエンボス部２４が設けられているので、角部１１、１２に曲げモーメントが印加されても、曲げモーメントの応力が比較的集中しやすい箇所の抗折力が高いため、車両用骨格部材構造１が衝突エネルギーを十分吸収するまでの間、車両用骨格部材構造１の破断を防止できる。
【００６４】
本実施形態の車両用骨格部材構造１は、Ｘ軸方向に延在し、Ｘ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントがＸ軸方向の位置によって変化する本体１ａを有し、板状部材を所定の曲率で折り曲げてなる角部１２が、本体１ａのＸ軸方向における一端から他端の間の少なくとも一部の領域において連続して形成され、角部１２には外側から見て凹形状のエンボス部２４が設けられ、エンボス部２４の配置されているエンボス領域２４０に、エンボス部２４が設けられていない場合にＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントが最小となる最小剛性位置Ｘａが含まれているので、エンボス部２４の周辺のＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントの低い領域が、エンボス部２４によって効果的に補強されたものとなり、エンボス部２４の周辺の抗折力が向上して、衝突時に曲げモーメントが印加された場合に生じるたわみ変形に対する反力が向上し、優れた耐衝突性能が得られる。
【００６５】
また、本実施形態の車両用骨格部材構造１においては、エンボス部２４が、三角形状の２つの壁面２４ａ、２４ｂからなるものであり、２つの壁面２４ａ、２４ｂが、三角形の底辺同士が接合した形で配置されており、２つの壁面２４ａ、２４ｂの接合された部分が角部１２の長さ方向に交差する方向に延在する谷２４ｃとなっているので、エンボス部２４の形状が単純でかつ歪みが小さな形状になり、エンボス部２４の周辺の縦壁部４および横壁部３の抗折力をより効果的に向上させることができる。
【００６６】
また、本実施形態の車両用骨格部材構造１においては、エンボス部２４における板厚が、縦壁部４および横壁部３の板厚よりも厚いものとされているので、エンボス部２４を設けることによるエンボス部２４の周辺の縦壁部４および横壁部３の剛性がさらに高まって抗折力がさらに向上するため、曲げモーメントによるたわみ変形に対する反力がより一層向上し、より優れた耐衝突性能が得られるものとなる。
【００６７】
また、本実施形態においては、２つの角部１１，１２のうち、曲げモーメントによって車両用骨格部材構造１に生じるたわみの内周側の角部１２に、エンボス部２４が設けられているので、エンボス部２４の周辺の横壁部３および縦壁部４の抗折力が向上し、曲げモーメントによるたわみ変形に対する反力がより一層向上して、より耐衝突性能の高いものとなる。
【００６８】
また、本実施形態においては、図１および図２に示すように、断面ハット形状の第１部材８と、板状の第２部材９と、第１接続部材４１と、第２接続部材４２と、第３部材４３とを備える車両用骨格部材構造１を例に挙げて説明したが、車両用骨格部材構造１の形状は、Ｘ軸方向に延在し、Ｘ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントがＸ軸方向の位置によって変化する本体を有し、板状部材を所定の曲率で折り曲げてなる角部１２が、本体１ａのＸ軸方向における一端８１から他端８２の間の少なくとも一部の領域において連続して形成され、角部１２には外側から見て凹形状のエンボス部２４が設けられ、エンボス部２４の配置されているエンボス領域２４０に、最小剛性位置Ｘａが含まれているものであればよく、図１および図２に示す例に限定されるものではない。
【００６９】
例えば、エンボス部２４は、図１および図２に示すように、１つのみ設けられていてもよいが、複数設けられていてもよい。エンボス部２４が複数設けられている場合、複数のうち１つのエンボス部２４の配置されているエンボス領域に、最小剛性位置Ｘａが含まれていればよい。
【００７０】
また、エンボス部２４は、図１および図２に示すように、一対の横壁部２，３と縦壁部４との２箇所の角部１１、１２のうち、いずれか一方にのみ設けられていてもよいし、両方に設けられていてもよい。  エンボス部２４が、角部１１、１２の両方に設けられている場合、応力集中を分散でき、好ましい。また、２箇所の角部１１、１２のうち、いずれか一方にのみエンボス部２４が設けられている場合、エンボス部２４を設けることによる耐衝突性能向上効果が十分に得られるように、曲げモーメントにより生じるたわみの内周側に相当する角部１２に設けることが好ましい。
【００７１】
また、角部１２は、本体１ａのＸ軸方向における一端８１から他端８２の間の少なくとも一部の領域において連続して形成されていればよく、一端８１から他端８２の間の全域に連続して形成されているものでなくてもよい。
また、車両用骨格部材構造１は、本体１ａのＸ軸方向における一端から他端の間の少なくとも一部の領域に、Ｘ軸方向に延在する断面視コ字状やＶ字状の凹部（または凸部）が設けられているものであってもよいし、Ｘ軸に直交する方向に延在する断面視コ字状やＶ字状の凹部（または凸部）が設けられているものであってもよい。
【００７２】
なお、車両用骨格部材構造１の形状によっては、最小剛性位置Ｘａが複数存在する場合がある。この場合、少なくとも１つの最小剛性位置Ｘａが、１つのエンボス部２４の配置されているエンボス領域に含まれていればよく、一部または全ての最小剛性位置Ｘａが、それぞれエンボス部２４の配置されているエンボス領域に含まれていてもよい。
【００７３】
次に、本発明の車両用骨格部材構造の衝突性能算出方法について例を挙げて説明する。
本実施形態の車両用骨格部材構造の衝突性能算出方法は、図１および図２に示す車両用骨格部材構造１（以下、「性能測定部材構造」という。）の衝突性能を算出する方法である。
【００７４】
本実施形態の衝突性能算出方法においては、衝突性能として、性能測定部材構造の衝突時における最大反力Ｆａを、以下に示す式（１）を用いて算出する。
Ｆａ＝（１＋Ｃｔ＋ＣＨ）×Ｆ    ・・・式（１）
但し，式（１）において，Ｆはエンボス部２４が設けられていない車両用骨格部材構造の衝突時最大反力であり，Ｃｔはエンボス部２４の板厚変化に起因する衝突反力変化率であり，ＣＨはエンボス部２４の加工硬化に起因する衝突反力変化率である。
【００７５】
本発明者は、上記の性能測定部材構造では、エンボス領域が、第２接続部材４２によって角部１２が覆われている被覆領域４２ｆを含み、被覆領域４２ｆに最小剛性位置Ｘａおよびエンボス部２４の中心領域２４ｄ（図１Ｄに示す谷２４ｃおよびその周辺）が含まれているため、エンボス部２４が設けられていないことのみ異なる車両用骨格部材構造の衝突時最大反力Ｆを用いて衝突時における最大反力Ｆａを算出する際に、エンボス部２４を設置したことによる幾何形状変化に起因する衝突反力の変化を考慮する必要がないことを見出した。その結果、上記の性能測定部材構造では、エンボス部２４が設けられていない車両用骨格部材構造の衝突時最大反力Ｆと、エンボス部２４の板厚変化に起因する衝突反力変化率Ｃｔと、エンボス部２４の加工硬化に起因する衝突反力変化率ＣＨとから、上記式（１）を用いて、実測値に高精度で対応する性能測定部材構造の衝突時における最大反力Ｆａを算出できることを確認し、本発明を想到した。
【００７６】
本実施形態の衝突性能算出方法において、エンボス部２４の板厚変化に起因する衝突反力変化率Ｃｔは、エンボス部２４の板厚方向ひずみ量（％）に基づいて、例えば、以下に示す式（２）を用いて算出できる。
Ｃｔ＝｜εｔ｜／１００      ・・・式（２）
但し，式（２）において，εｔはエンボス部の板厚方向ひずみ量（％）である。
【００７７】
また、本実施形態の衝突性能算出方法において、エンボス部２４の加工硬化に起因する衝突反力変化率ＣＨは、以下に示す式（３）を用いて算出できる。
ＣＨ＝０．５×（｜εｔ｜／１００）+ ０．０４      ・・・式（３）
但し，式（３）において，εｔは前記エンボス部の板厚方向ひずみ量（％）である。
【００７８】
上記の性能測定部材構造では、エンボス部２４の成形前よりも成形後の方が表面積が小さくなる。このため，エンボス部２４を造形するとき、エンボス部２４に位置する材料は，余った材料を面内方向に圧縮するように成形される。従って、エンボス部２４を造形する時には引張ひずみは殆ど生じず，最大主ひずみ（引張ひずみ）は非常に小さい値となる。このことから、エンボス部２４は板厚方向ひずみ，または最小主ひずみ（圧縮ひずみ）に対して最大主ひずみ（引張ひずみ）が十分に小さいものとなる。したがって、エンボス部２４の相当塑性ひずみは、板厚方向ひずみ量εｔの絶対値を変数とする関数となる。
【００７９】
また、上記の性能測定部材構造では、加工硬化量が相当塑性ひずみの関数であることに起因して，加工硬化に起因する衝突反力変化率ＣＨも，エンボス部２４の相当塑性ひずみの関数となる。
以上のことより、上記の性能測定部材構造では、エンボス部２４の加工硬化に起因する衝突反力変化率ＣＨを、以下に示す式（３）を用いて算出できる。
【００８０】
なお、上記の式（３）において定数０．５は、複数の実験および有限要素法を用いた数値解析に基づいて決定した数値である。
また、上記の式（３）において定数０．０４は、複数の実験および有限要素法を用いた数値解析に基づいて決定した数値である。
【００８１】
［実施例］
以下に示す骨格部材構造を製造して衝突性能の評価を行った。
「実験１」
比較例１として、エンボス部が設けられていないこと以外は図１および図２に示す車両用骨格部材構造と同じ車両用骨格部材構造を製造した。
【００８２】
比較例１の車両用骨格部材構造の製作に際しては、表１に示す鋼板を使用した。断面視ハット状の第１部材は、プレス成形することにより成形した。そして、第１部材と、表１に示す鋼板からなる板状の第２部材とをスポット溶接して閉断面構造とした。なお、スポット溶接の長手方向間隔は、上下両端のみ１５ｍｍであり、それ以外は３０ｍｍとした。
また、表１に示す鋼板から第３部材、第１接続部材および第２接続部材を成形した。そして、各部材を、第１部材と第２部材とのスポット溶接と同様にしてスポット溶接し、比較例１の車両用骨格部材構造を製造した。
【００８３】
【表１】
2013256279.tif 000003
【００８４】
図２（Ａ）に示す車両用骨格部材構造の軸長Ｌ１は３００ｍｍ、第１部材８および第２部材９の一端８１側の全幅Ｗ１は１００ｍｍ、他端８２側の全幅Ｗ４は１１０ｍｍ、縦壁部４の一端８１側の幅Ｗ２は６０ｍｍ、他端８２側の幅Ｗ５は７０ｍｍ、横壁部２，３の幅Ｗ３は６０ｍｍである。
また、図２（Ａ）に示す第１部材８の下側の横壁部３からの第２接続部材４２の本体部４２ａの突出長さＷ６は６０ｍｍ、本体部４２ａの軸方向の長さＷ７は６０ｍｍである。
【００８５】
このようにして得られた比較例１の車両用骨格部材構造におけるＸ軸方向における本体１ａのＺ軸周りの曲げ剛性の分布を調べた。Ｚ軸周りの曲げ剛性は、弾性係数Ｅと断面二次モーメントＩの積（Ｅ×Ｉ）で表されるものであり、実験１では、Ｈｙｐｅｒｗｏｒｋｓ（Ａｌｔａｉｒ社製：商品名）を用いて断面二次モーメントを算出し、その結果を用いてＺ軸周りの曲げ剛性を求めた。なお、表１に示す鋼板の弾性係数は２０６ＧＰａである。
【００８６】
図３は、他端側の角部を原点（０）としたときの原点からの距離と、本体１ａのＸ軸方向のＺ軸周りの曲げ剛性との関係を示したグラフである。
図３に示すように、本体１ａのＸ軸方向のＺ軸周りの曲げ剛性は、原点から離れるにしたがって徐々に小さくなっている。そして、原点から２４０ｍｍの位置の曲げ剛性が最小（最小剛性位置Ｘａ）となっている。最小剛性位置Ｘａの曲げ剛性は、４４．５ｋＮ・ｍ２であった。
【００８７】
また、曲げ剛性は、最小剛性位置Ｘａから曲げ剛性の強さが飽和する位置（剛性飽和位置）に達するまでの範囲内において、急激に大きくなり、剛性飽和位置よりも原点から離れた位置においては、飽和した曲げ剛性の強さで略一定となっている。
なお、図３において原点から２２０ｍｍ〜２４０ｍｍの位置の曲げ剛性の平均値は４５．１ｋＮ・ｍ２であり、２４０ｍｍ〜２６０ｍｍの位置の曲げ剛性の平均値は１８６．０ｋＮ・ｍ２であり、２４０ｍｍ〜２６０ｍｍの位置の曲げ剛性平均値の方が高かった。
【００８８】
「実験２」
実施例として、エンボス部を有し、エンボス部の配置されているエンボス領域に、最小剛性位置Ｘａが含まれている（すなわち、エンボス領域の角部の長さ方向中心Ｘｅの図３に示す原点からの距離が、２２０ｍｍ〜２６０ｍｍの位置である）図１および図２に示す車両用骨格部材構造を複数製造した。
【００８９】
また、比較例２として、エンボス部の配置されているエンボス領域に、最小剛性位置Ｘａが含まれていない（すなわち、エンボス領域の角部の長さ方向中心Ｘｅの図３に示す原点からの距離が、２２０ｍｍ未満または２６０ｍｍ超の位置である）こと以外は、実施例と同じ車両用骨格部材構造を複数製造した。
【００９０】
なお、実施例および比較例２の車両用骨格部材構造の製作において、エンボス部は、表１に示す鋼板をプレス成形して第１部材を形成する際に、横壁部と縦壁部との間に形成されつつある角部の一部を外側から凹ませることにより形成した。その他については、比較例１と同様にして実施例および比較例２の車両用骨格部材構造を製造した。
【００９１】
また、実施例および比較例２では、縦壁部４と横壁部３との間の角部１２にエンボス部２４が設けられている。なお、実施例および比較例２のエンボス部の位置は、曲げモーメントが印加された場合のたわみの内周側の位置に相当する。
図１（Ｂ）および図１（Ｄ）に示すエンボス部２４の全幅Ｌは４０ｍｍ、図１（Ｃ）に示す横壁部３における閉断面周方向に沿うエンボス部２４の長さＨ１は１５ｍｍ、図１（Ｃ）に示す縦壁部４における閉断面周方向に沿うエンボス部２４の長さＨ２は１５ｍｍである。  
【００９２】
次に、図４に示すように、実施例および比較例１、比較例２の車両用骨格部材構造に衝撃吸収試験を行った。図４は、実施例および比較例１、比較例２の衝撃吸収試験方法を説明する図であって、図４（Ａ）は衝撃吸収試験方法を説明する模式図であり、図４（Ｂ）は図４（Ａ）に示す衝撃吸収試験時の実施例および比較例１、比較例２の車両用骨格部材構造のたわみ曲線を示す模式図である。
【００９３】
図４（Ａ）に示すように、実施例および比較例１、比較例２の車両用骨格部材構造を図２に示すＸ軸方向が鉛直方向となるように設置し、質量４００ｋｇの落錘１０１を高さ３ｍから自由落下させて実施例および比較例１、比較例２の車両用骨格部材構造に衝突させる衝撃吸収試験を行った。なお、落錘１０１の衝突速度は７．６７ｍ／ｓ、落錘１０１によって車両用骨格部材構造に投入されるエネルギーは１１．８ｋＪであった。また、図４（Ａ）に示すように、落錘１０１は、車両用骨格部材構造と接触する面が８度傾斜した形状を有しており、これによって車両用骨格部材構造と落錘１０１とが衝突した際にＺ軸周りの曲げモーメントが作用するようにした。
【００９４】
さらに、車両用骨格部材構造の直下に加重計（ロードセル）を設置して、落錘１０１が車両用骨格部材構造に接触した後の荷重履歴を計測した。また同時に、レーザー変位計によって落錘１０１の変位履歴も計測した。このようにして得られた荷重履歴と変位履歴とから初期ピーク反力を算出し、衝撃吸収能の評価指標とした。その結果を図５に示す。
図５は、実施例および比較例２の衝撃吸収試験の結果を示した図であって、エンボス領域の角部の長さ方向中心Ｘｅの図３に示す原点からの距離と初期ピーク反力との関係を示すグラフである。
【００９５】
図５に示すように、エンボス領域の角部の長さ方向中心Ｘｅの原点からの距離が２２０ｍｍ〜２６０ｍｍであり、エンボス領域に最小剛性位置Ｘａが含まれている（実施例）場合の初期ピーク反力は１２５ｋＮ以上であった。また、エンボス部が設けられていない比較例１の初期ピーク反力は１２０ｋＮであった。このことより、エンボス領域に最小剛性位置Ｘａが含まれている場合、衝突時にＺ軸の座標軸周りの曲げモーメントが印加されることによって生じるたわみ変形に対する反力向上効果が得られることが確認できた。
【００９６】
また、図５に示すように、エンボス領域の角部の長さ方向中心Ｘｅの原点からの距離が２２０ｍｍ〜２３８ｍｍ、２４２ｍｍ〜２６０ｍｍである（エンボス領域の角部の長さ方向中心Ｘｅ（谷）と最小剛性位置Ｘａとの間の距離がエンボス部の長さ×０．０５以上である）場合の初期ピーク反力は１３０ｋＮ以上であり、Ｘｅ（谷）と最小剛性位置Ｘａとの間の距離がエンボス部の長さ×０．０５未満である場合と比較して、良好な初期ピーク反力が得られることが確認できた。
【００９７】
これは、図５に示すように、エンボス領域の角部の長さ方向中心Ｘｅの原点からの距離と最小剛性位置Ｘａ（２４０ｍｍ（図３参照））との距離が近いと、本体１ａのＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントが小さい位置に谷が配置されていることに起因する座屈しやすさによって、エンボス部を設けることに起因する加工硬化による反力の向上効果が目減りするためと推定される。
【００９８】
さらに、図５に示すように、エンボス領域の角部の長さ方向中心Ｘｅの原点からの距離が２４２ｍｍ〜２６０ｍｍである（エンボス領域の角部の長さ方向中心Ｘｅ（谷）と最小剛性位置Ｘａとの間の距離がエンボス部の長さ×０．０５以上であって、エンボス部が設けられていない場合におけるＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントの平均値が大きい側の領域を含む端部領域に最小剛性位置Ｘａが含まれていない）場合の初期ピーク反力は１４０ｋＮ以上であり、より良好な初期ピーク反力が得られた。
【００９９】
これに対し、図５に示すように、エンボス領域の角部の長さ方向中心Ｘｅの原点からの距離が２２０ｍｍより小さい、もしくは２６０ｍｍより大きい場合（比較例２）の初期ピーク反力は１２０ｋＮ程度であり、エンボス部が設けられていない比較例１の初期ピーク反力と同等であった。すなわち、エンボス領域に最小剛性位置Ｘａが含まれていない場合、エンボス部を設けても、衝突時の角部にＺ軸の座標軸周りの曲げモーメントが印加された場合に生じるたわみ変形に対する反力向上効果が得られなかった。
【０１００】
「衝突性能の算出」
図５に示す実施例のうち、エンボス領域の角部の長さ方向中心Ｘｅの原点からの距離が２４２ｍｍ〜２６０ｍｍである性能測定部材構造を有する車両用骨格部材構造について、衝突性能として、以下に示す式（１）を用いて衝突時における最大反力Ｆａを算出した。
Ｆａ＝（１＋Ｃｔ＋ＣＨ）×Ｆ    ・・・式（１）
但し，式（１）において，Ｆはエンボス部が設けられていない車両用骨格部材構造の衝突時最大反力であり，比較例１の初期ピーク反力（１２０ｋＮ）である。
【０１０１】
式（１）において，Ｃｔはエンボス部の板厚変化に起因する衝突反力変化率であり，以下に示す式（２）を用いて算出した。
Ｃｔ＝｜εｔ｜／１００      ・・・式（２）
但し，式（２）において，εｔはエンボス部の板厚方向ひずみ量（％）である。
本実施例では，表１に示すように、車両用骨格部材構造の材料として使用した鋼板の板厚は１．５ｍｍであったが、エンボス部を設置することによって屈曲部の板厚が１．１１倍となった。したがって，エンボス部の板厚方向ひずみ量εtは１１％である。
式（２）にエンボス部の板厚方向ひずみ量εtを代入すると、エンボス部の板厚変化に起因する衝突反力変化率Ｃｔは０．１１（１１％）である。
【０１０２】
また、式（１）において，ＣＨはエンボス部の加工硬化に起因する衝突反力変化率であり、以下に示す式（３）を用いて算出した。
ＣＨ＝０．５×（｜εｔ｜／１００）+ ０．０４      ・・・式（３）
但し，式（３）において，εｔはエンボス部の板厚方向ひずみ量（１１％）である。
式（３）にエンボス部の板厚方向ひずみ量εtを代入すると、エンボス部の加工硬化に起因する衝突反力変化率ＣＨは０．０９５（９．５％）である。
【０１０３】
このようにして算出したエンボス部の板厚変化に起因する衝突反力変化率Ｃｔと、エンボス部の加工硬化に起因する衝突反力変化率ＣＨとを、上記式（１）に代入した。その結果、衝突時における最大反力Ｆａは１４４．６ｋＮとなった。
上記式（１）を用いて算出した車両用骨格部材構造の衝突時における最大反力Ｆａは、実測値である図５に示す車両用骨格部材構造の初期ピーク反力と同等であった。このことから、上記の算出方法によって、性能測定部材構造を有する車両用骨格部材構造の衝突時最大反力Ｆａを、良好な精度で予測できることが確認できた。
【０１０４】
また、落錘１０１が実施例および比較例２の車両用骨格部材構造に接触してから５０ｍｍ変位するまでの荷重−変位線図を積分して、吸収エネルギーを算出し、衝撃吸収能の評価値とした。その結果を図６に示す。
図６は、実施例および比較例２の衝撃吸収試験の結果を示した図であって、エンボス領域の角部の長さ方向中心Ｘｅの図３に示す原点からの距離と吸収エネルギーとの関係を示すグラフである。
【０１０５】
図６に示すエンボス領域の角部の長さ方向中心Ｘｅの原点からの距離と吸収エネルギーとの関係は、図５およびに示す初期ピーク反力との関係と類似する傾向が見られた。
より詳細には、エンボス領域の角部の長さ方向中心Ｘｅの原点からの距離が２２０ｍｍ〜２６０ｍｍであり、エンボス領域に最小剛性位置Ｘａが含まれている（実施例）場合の吸収エネルギーは５２５０Ｊ以上であった。また、エンボス部が設けられていない比較例１の吸収エネルギーは５０００Ｊであった。このことより、エンボス領域に最小剛性位置Ｘａが含まれている場合、衝突時の角部にＺ軸の座標軸周りの曲げモーメントが印加された場合の吸収エネルギーが大きくなることが確認できた。
【０１０６】
また、図６に示すように、エンボス領域の角部の長さ方向中心Ｘｅの原点からの距離が２２０ｍｍ〜２３８ｍｍ、２４２ｍｍ〜２６０ｍｍである（エンボス領域の角部の長さ方向中心Ｘｅ（谷）と最小剛性位置Ｘａとの間の距離がエンボス部の長さ×０．０５以上である）場合の吸収エネルギーは５５００Ｊ以上であり、Ｘｅ（谷）と最小剛性位置Ｘａとの間の距離がエンボス部の長さ×０．０５未満である場合と比較して、高い吸収エネルギーが得られた。
【０１０７】
さらに、図６に示すように、エンボス領域の角部の長さ方向中心Ｘｅの原点からの距離が２４２ｍｍ〜２６０ｍｍである（エンボス領域の角部の長さ方向中心Ｘｅ（谷）と最小剛性位置Ｘａとの間の距離がエンボス部の長さ×０．０５以上であって、エンボス部が設けられていない場合におけるＸ軸に直交する方向の断面の断面二次モーメントの平均値が大きい側の領域を含む端部領域に最小剛性位置Ｘａが含まれていない）場合の吸収エネルギーは６０００Ｊ以上であり、より高い吸収エネルギーが得られた。
【０１０８】
これに対し、図６に示すように、エンボス領域の角部の長さ方向中心Ｘｅの原点からの距離が２２０ｍｍより小さい、もしくは２６０ｍｍより大きい場合（比較例２）の吸収エネルギーは５０００Ｊであり、エンボス部が設けられていない比較例１の吸収エネルギーと同等であった。すなわち、エンボス領域に最小剛性位置Ｘａが含まれていない場合、エンボス部を設けても、衝突時の角部にＺ軸の座標軸周りの曲げモーメントが印加された場合の吸収エネルギー向上効果が得られなかった。
【符号の説明】
【０１０９】
１…車両用骨格部材構造、１ａ…本体、３…第１壁部（横壁部）、４…第２壁部（縦壁部）、１１，１２…角部、２４…エンボス部、２４ａ、２４ｂ…壁面、２４ｃ…谷、２４ｄ…中心領域、２４ｅ、２４ｆ…端部領域、２４０…エンボス領域、Ｘａ…最小剛性位置。
【図１】
2013256279.tif 000004
【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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