(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
車体の前後方向に延びた中空閉断面を有する車体骨格部材構造であって、
前記中空閉断面における辺長の長い辺および辺長の短い辺にそれぞれ対応する前記車体骨格部材の各周壁ごとの、前記断面における辺長ｂに対する板厚ｔの比ｔ／ｂが、前記各周壁間で略等価であることにより、前記各周壁の座屈強度が前記各周壁間で略等価であることを特徴とする車体骨格部材構造。
【請求項２】
前記前後方向に直交する断面形状が略矩形環状であり、該矩形環の短辺に平行であって長辺間を接続する複数のリブが、前記長辺の中心軸を挟んで対称に設けられたことを特徴とする請求項１に記載の車体骨格部材構造。
【請求項３】
前記リブによって分割して得られた複数の断面略矩形環ごとの前記比ｔ／ｂが、該矩形環を形成する各辺間で略等価であることを特徴とする請求項２に記載の車体骨格部材構造。
【請求項４】
前記前後方向に直交する断面形状が略矩形環状であり、該矩形環の短辺が前記車体骨格部材の上下壁面を形成し、前記矩形環の長辺が前記車体骨格部材の両側壁を形成し、前記短辺の辺長ｂ１に対する前記長辺の辺長ｂ２の比ｂ２：ｂ１を略２：１以下としたことを特徴とする請求項１から３のうちいずれか１項に記載の車体骨格部材構造。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は車体骨格部材構造に関し、詳細には、車体の前後方向に荷重が入力されたときの変形モードの改良に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、車体のサイドメンバやバンパステー等の車体骨格部材は、エンジン等の重量物を支持する車体の骨格構造として機能するとともに、車体の前後方向から入力された衝撃エネルギを吸収するエネルギ吸収部材としても機能している。
【０００３】
ところで、車体の前後方向に車体骨格部材に入力された衝撃エネルギを、車体骨格部材の変形によって吸収させる場合、車体骨格部材が、その長さ方向の途中部分で屈曲するオイラー座屈よりも、全体に蛇腹状に潰れる軸圧潰変形の方が、より効率よくエネルギを吸収することができることが知られている。
【０００４】
そこで、車体骨格部材がオイラー座屈することなく圧潰変形するように、種々の技術が提案されている。
【０００５】
例えば特開平１１−２０８５１９号公報では、中空材の中心軸を通るように、内部にリブを設けて曲げ剛性を確保するとともに、中空材の辺長と厚さとの相関関係に応じて、安定した軸圧潰変形を得る技術が提案されている。
【０００６】
また、特開２００１−１３２７８８号公報では、特開平１１−２０８５１９号と同様に、中空材の中心軸を通るように内部にリブを設けるとともに、リブ同士が交差するコーナー部またはリブと周壁とが交差するコーナー部のＲを適切に設けることによって、圧潰変形を誘発させ易い技術が提案されている。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、前記提案されている技術によれば、断面の応力中立軸上にリブを設けているため、リブが断面２次モーメントの増大に寄与する程度は極めて少ない。
【０００８】
したがって、リブの追加によって中空材の重量が増大するにも拘わらず、断面２次モーメントは大きく増大することはなく、曲げ剛性やねじり剛性を向上させることはできない。
【０００９】
さらに、特開平１１−２０８５１９号では、リブを正多角形の対角に渡して設けているため、曲げ剛性を高めたい場合には、全ての方向についての周壁やリブを均等に強度配分をする必要があり、重量の増大が顕著なものとなる。
【００１０】
しかも、特定の方向の曲げ剛性のみを意図的に向上させたい場合には、安定した圧潰変形を得ることができない。
【００１１】
本発明は上記事情に鑑みなされたもので、軸圧潰変形を安定的に誘発することを可能にしつつ、重量の増大に対する曲げ剛性の向上を効率化することができる車体骨格部材構造を提供することを目的とする。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
上記課題を解決するため、本発明の請求項１に係る車体骨格部材構造は、車体の前後方向に延びた中空閉断面を有する車体骨格部材の構造であって、前記中空閉断面における辺長の長い辺および辺長の短い辺にそれぞれ対応する前記車体骨格部材の各周壁ごとの、前記断面における辺長ｂに対する板厚ｔの比ｔ／ｂが、前記各周壁間で略等価であることにより、前記各周壁の座屈強度が前記各周壁間で略等価であることを特徴とする。
【００１３】
ここで、各周壁の座屈強度とは、車体骨格部材から各周壁を独立して取り出したときの各周壁単体での座屈強度を意味するものではなく、中空閉断面構造の車体骨格部材として構成された状態において、各周壁の壁面に直交する方向へ座屈するのに要する強度、を意味するものである。
【００１４】
また、車体骨格部材としては、例えばサイドメンバ、サイドフレーム、サブフレームまたはバンパーステー等を適用することができる。
【００１５】
このように構成された請求項１に係る車体骨格部材構造によれば、各周壁の壁面の座屈強度が周壁間で略等価であるため、車体骨格部材がオイラー座屈するのを防止することができる。
【００１６】
したがって、各周壁は車体の前後方向に入力された衝撃荷重等の圧縮荷重によって略均等に圧縮変形し、車体骨格部材全体としては蛇腹状に軸圧潰変形することとなり、入力された衝撃エネルギを効果的に吸収することができる。
【００１７】
なお、各周壁の座屈強度を略等価とする具体的な構成としては、後述するように、断面形状等の構成によって実現するもののほか、座屈強度の異なる複数の材料を適宜組み合わせる等することによって実現するものなどを適用することができる。
【００１９】
ここで、辺長ｂに対する板厚ｔの比ｔ／ｂが各周壁間で略等価とは、断面における辺長ｂが長い周壁面の厚さｔは、辺長ｂが短い周壁面の厚さｔよりも厚く、任意の辺の辺長をｂｎ、この辺に対応する周壁の板厚をｔｎとしたとき、当該任意の辺よりも辺長が短い辺の辺長をｂ１、板厚をｔ１とし、当該任意の辺よりも辺長が長い辺の辺長をｂ２、板厚をｔ２とすれば、各辺についての比ｔ／ｂが互いに略等しい値であることを意味する。すなわち、
ｔｎ／ｂｎ≒ｔ１／ｂ１≒ｔ２／ｂ２
を意味する。
【００２０】
そして、このように構成された請求項１に係る車体骨格部材構造によれば、車体前後方向に直交する面による車体骨格部材の断面における各辺の辺長ｂと各辺に対応する周壁の板厚ｔとの比ｔ／ｂが、各周壁間で略等価であるため、軸圧縮力に対して、各周壁が略均等に潰される。
【００２１】
この結果、車体骨格部材全体として蛇腹状に軸圧潰変形することとなり、入力されたエネルギを効果的に吸収することができる。
【００２２】
また、本発明の請求項２に係る車体骨格部材構造は、前記前後方向に直交する断面形状が略矩形環状であり、該矩形環の短辺に平行であって長辺間を接続する複数のリブが、前記長辺の中心軸を挟んで対称に設けられた請求項１に記載の車体骨格部材構造を特徴とする。
【００２３】
このように構成された請求項２に係る車体骨格部材構造によれば、車体骨格部材の中空閉断面内にリブを設けることによって、車体前後方向に直交する断面内での座屈面が増大し、この結果、車体前後方向に作用するエネルギの吸収量を増大させることができる。
【００２４】
また、リブを設けることによって、この車体骨格部材の断面２次モーメントＩが大きくなり、曲げ剛性を向上させることができる。
【００２５】
しかも、長辺の中心軸（長辺の長手方向に直交する中心軸）は、曲げの中立軸となるため、リブをこの中心軸上に設けただけでは、中立軸からの距離の自乗に比例して大きくなる断面２次モーメントＩの増大に寄与する度合いは小さいが、この発明では、長辺の中心軸すなわち曲げの中立軸を挟んで対称にリブを配したものであるため、配されたリブの断面積に対する断面２次モーメントＩの増大への寄与度が格段に大きくなる。
【００２６】
したがって、車体骨格部材全体として追加されたリブの重量に対する曲げ剛性の増大割合が、中立軸上にリブを配した場合よりも大きくすることができ、車体の重量増大に対する曲げ剛性の増大程度を向上させることができる。
【００２７】
よって、リブは中立軸上以外の対称位置にそれぞれ配するのが好ましい。
【００２８】
なお、車体骨格部材の上下面が短辺側であり、両側面が長辺側である場合には、上記リブによって、車体骨格部材は上下方向への曲げ剛性が両側方向への曲げ剛性よりも、一層高められることになり、車体骨格部材の上下面が長辺側であり、両側面が短辺側である場合には、上記リブによって、車体骨格部材は両側方向への曲げ剛性が上下方向への曲げ剛性よりも、一層高められることになる。
【００２９】
また、矩形断面における長辺の中心軸を挟んで短辺に略平行なリブを設けることによって、短辺に対応した周壁に直交する方向への曲げ剛性のみが向上するのではなく、曲げ剛性の向上には寄与度は短辺側より低くなるものの、長辺に対応する周壁に直交する方向への曲げ剛性も向上することはいうまでもない。
【００３０】
本発明の請求項３に係る車体骨格部材構造は、前記リブによって分割して得られた複数の断面略矩形環ごとの前記比ｔ／ｂが、該矩形環を形成する各辺間で略等価である請求項２に記載の車体骨格部材構造を特徴とする。
【００３１】
ここで、車体骨格部材の周壁の断面によって構成された元の断面略矩形環の内部に、前述したリブを配した構成（請求項２）においては、リブによって、断面内が複数の中空領域に分割され、このように分割して得られた複数の中空領域はそれぞれ略矩形となる。
【００３２】
そして、互いに隣接する略矩形の中空領域間の境界は、リブの断面によって形成されて、断面略矩形環が複数形成される。
【００３３】
また、この複数の断面略矩形環の各々は、形成されたリブの数が増加しても、元の車体骨格部材の短辺に対応する辺の長さは変わらないが、元の車体骨格部材の長辺に対応する辺の長さは、リブの数の増加にしたがって短くなる。
【００３４】
したがって、このように複数形成された略矩形環ごとに、上記辺長ｂと板厚ｔとの比ｔ／ｂが各辺間で等価となるように周壁およびリブの厚さｔを設定すると、形成されるリブの数が増加するにしたがって、元の車体骨格部材における長辺は、個々の矩形環に注目したときは短辺に相当することになる。
【００３５】
したがって、これらの小さい各矩形環ごとに、前記比ｔ／ｂが略等価となるように各辺に対応するリブや周壁の板厚ｔを設定することによって、元の矩形環である最外周の矩形環における長辺に対応する周壁の厚さは、元の矩形環である最外周の矩形環における短辺に対応する周壁の厚さよりも薄くすることができる。
【００３６】
この結果、元の矩形環の長辺に対応する断面積Ｓを小さくすることができ、この断面積Ｓに比例する、長辺に対応する周壁の重量Ｗ（＝Ｓ×Ｌ×ρ；Ｌは車体骨格部材の長さ、ρは単位体積あたりの重量）を低減させることができる。
【００３７】
このように、請求項３に係る車体骨格部材構造によれば、車体骨格部材の曲げ剛性を確保しつつ、オイラー座屈よりも軸圧潰変形を誘発させ易い構造とし、しかも車体骨格部材の重量増大を抑制することができる。
【００３８】
また、本発明の請求項４に係る車体骨格部材構造は、前記前後方向に直交する断面形状が略矩形環状であり、該矩形環の短辺が前記車体骨格部材の上下壁面を形成し、前記矩形環の長辺が前記車体骨格部材の両側壁を形成し、前記短辺の辺長ｂ１に対する前記長辺の辺長ｂ２の比ｂ２：ｂ１を略２：１以下とした請求項１から３のうちいずれか１項に記載の車体骨格部材構造を特徴とする。
【００３９】
このように構成された請求項４に係る車体骨格部材構造によれば、短辺に対応する周壁の座屈についての拘束条件が回転拘束であり、長辺に対応する周壁の座屈についての拘束条件が固定拘束であるとした車体骨格部材について、長辺に対応する周壁の座屈荷重と短辺に対応する周壁の座屈荷重を略一致させることができる。
【００４０】
すなわち、車体骨格部材は、車体の前部骨格構造として用いられた場合には、圧縮荷重が入力される前端が上下方向については回転拘束、左右方向については固定拘束としてモデル化され、一方、後端も上下方向については回転拘束、左右方向については固定拘束としてモデル化される。
【００４１】
したがって、このようにモデル化された車体骨格部材について、長柱に関するオイラーの式（座屈荷重の式）を適用する場合、上下方向へのオイラー座屈に要する座屈荷重Ｐ１は、両端が回転拘束である端末条件Ｃ１＝１を適用して、
Ｐ１＝（Ｃ１×π4×Ｅ×Ｉ１）／Ｌ2            （１）
となる。
【００４２】
ここで、Ｅは縦弾性係数、Ｉ１は前後方向に直交する断面における水平線に平行な中立軸についての断面２次モーメント、Ｌは車体骨格部材の延設方向（車体前後方向）の長さをそれぞれ表す。
【００４３】
一方、左右方向へのオイラー座屈に要する座屈荷重Ｐ２は、両端が固定拘束である端末条件Ｃ２＝４を適用して、
Ｐ２＝（Ｃ２×π4×Ｅ×Ｉ２）／Ｌ2            （２）
となる。
【００４４】
ここで、Ｉ２は前後方向に直交する断面における鉛直線に平行な中立軸についての断面２次モーメントを表す。
【００４５】
そして、上記式（１），（２）における端末条件の定数Ｃ１，Ｃ２の比Ｃ１：Ｃ２は１：４であり、短辺に対応する周壁が車体の上下に向いた面となり、長辺に対応する周壁が車体の側方に向いた面となる車体骨格部材においては、両式（１），（２）の断面２次モーメントＩ１，Ｉ２の比Ｉ１：Ｉ２は４：１となり、上下方向へのオイラー座屈に要する座屈荷重Ｐ１と左右方向へのオイラー座屈に要する座屈荷重Ｐ２とを略一致させることができる。
【００４６】
なお、実際の端末条件では、完全な回転拘束として取り扱うことはできない要素もあり、この場合、端末条件であるＣ１とＣ２との差は縮小し、これに伴って、断面２次モーメントＩ１とＩ２との差も縮小させる必要があり、前記辺長比ｂ２：ｂ１を略２：１以下に設定している。
【００４７】
【発明の実施の形態】
以下、本発明に係る車体骨格部材構造の実施の形態１について、図面を用いて説明する。
【００４８】
本実施の形態１に係る車体骨格部材構造は、図１に示す車体１００の前部に適用されたサイドメンバ１０，１０′の構造に関する。なお、サイドメンバ１０は車体右側に配され、サイドメンバ１０′は車体左側に配されている以外、基本的な構造に相違はなく、位置ずれ緩衝部材、右側のサイドメンバ１０について説明する。
【００４９】
このサイドメンバ１０は、車体１００の前後方向に延設され、この前後方向に直交する面による断面は、図２に示すように略矩形環状の中空閉断面構造をなしている。
【００５０】
また、この矩形環は車体上方Ｕの上辺に対応した周壁１１、下辺に対応した周壁１２、側方Ｓの両側辺に対応した周壁１３，１４から構成されており、例えばアルミ材を押出し成形したものである。
【００５１】
ここで、各周壁１１〜１４は、車体前後方向すなわち図２の紙面奥行き方向に圧縮荷重が作用したときの座屈強度が、略等価になるように形成されている。
【００５２】
具体的には、上下辺にそれぞれ対応する周壁１１，１２の板厚ｔ１とこれら上下辺の当該断面における長さｂ１との比ｔ１／ｂ１と、両側辺にそれぞれ対応する周壁１３，１４の板厚ｔ２とこれら両側辺の当該断面における長さｂ２との比ｔ２／ｂ２とが、略等価（ｔ１／ｂ１≒ｔ２／ｂ２）になるように形成されている。
【００５３】
このように構成された実施の形態１におけるサイドメンバ１０の構造によれば、車体１００の前後方向に直交する面によるサイドメンバ１０の断面における各辺の辺長ｂ１，ｂ２と各辺に対応する周壁１１〜１４の板厚ｔ１，ｔ２との比ｔ１／ｂ１，ｔ２／ｂ２が、各周壁１〜１４間で略等価であるため、軸圧縮力が所定の座屈荷重に達すると、各周壁１１〜１４がそれぞれ座屈変形を開始する。
【００５４】
ここで、各周壁１１〜１４が、それぞれ各別に座屈変形しようとしても、各周壁１１〜１４はそれぞれ互いに隣接する他の周壁１１〜１４と一体的に形成されているため、いずれかの周壁１１〜１４のみが特定の方向に折れ曲がるオイラー座屈変形することはできない。
【００５５】
したがって、サイドメンバ１０全体としては、各周壁１１〜１４は略均等に潰されることになり、このことは、サイドメンバ１０が蛇腹状に軸圧潰変形することを意味する。
【００５６】
そして、軸圧潰変形はオイラー座屈変形に比べて、エネルギの吸収効率が高いため、本実施の形態１に係るサイドメンバ１０の構造は、車体１００の前後方向に入力される衝撃エネルギ等の圧縮エネルギを効果的に吸収することができる。
【００５７】
【実施例】
以下、前述した実施の形態１に基づいて、本願発明者らが行った具体的な実施例について説明する。
【００５８】
この実施例では、サイドメンバ１０としてアルミ材（材質６０６３）を押出し成形したものを用い、断面における短辺である上下辺の長さｂ１を５５ｍｍ、長辺である両側辺の長さｂ２を９０ｍｍとし、各辺に対応する周壁１１〜１４の板厚ｔ１，ｔ２を変化させて、実施例１、実施例２、比較例１〜３を形成した。
【００５９】
そして、得られたサイドメンバ１０を、自動車の衝突実験を模擬するハニカムバリアに衝突させ、車体の前方から衝撃荷重Ｐを各サイドメンバ１０に入力させて、各サイドメンバ１０の変形モード（変形のパターン）を調査した。
【００６０】
下記に示す表１は、実施例１，２および比較例１〜３の、各辺の長さｂと板厚ｔおよびこれらの比ｔ／ｂ、並びに変形モードおよび判定結果である。
【００６１】
なお、変形モード欄中の軸座屈とは軸圧潰変形を意味し、図３に示すように、サイドメンバ１０がオイラー座屈することなく蛇腹状に潰れる変形パターンであり、Ｚ字状折れとはオイラー座屈が発生して、図４に示すように、サイドメンバ１０が平面視において「Ｚ」字状に屈曲する変形パターンである。
【００６２】
また、表１に示した短辺側の板厚ｔ１と辺長ｂ１との比ｔ１／ｂ１を横軸とし、長辺側の板厚ｔ２と辺長ｂ２との比ｔ２／ｂ２を縦軸とした両比ｔ１／ｂ１，ｔ２／ｂ２の対応関係を図５に示す。
【００６３】
【表１】
0004096615.tif 000002
【００６４】
そして、この表１に示した結果から解されるように、短辺側の比ｔ１／ｂ１と長辺側の比ｔ２／ｂ２とが略等しい実施例１および実施例２では、全ての辺についての比ｔ／ｂの値が略等しい（略等価）ものとなり、変形モードが、変形した変位に対するエネルギ吸収効率が高い軸座屈（軸圧潰変形）となることが確認された。
【００６５】
一方、短辺側の比ｔ１／ｂ１と長辺側の比ｔ２／ｂ２とが大きく相違する比較例例１〜３では、変形モードが、変形した変位に対するエネルギ吸収効率が軸座屈に比べて低いＺ字状折れ（オイラー座屈）となることが確認された。
【００６６】
このように、実施の形態１に係るサイドメンバ１０の構造が、車体１００の前後方向に入力される衝撃エネルギ等の圧縮エネルギを効果的に吸収することができることが確認された。
【００６７】
【変形例】
以下、前記実施の形態１におけるサイドメンバ１０の構造の変形例について説明する。
【００６８】
この変形例は、図２相当の断面図である図６（ａ）〜（ｃ）に示すように、サイドメンバ１０の周壁１１〜１４からなる矩形環の短辺に平行であって長辺間を接続するリブ１５〜１７を、長辺の中心軸Ｘを挟んで対称に設けてなるサイドメンバ１０である。
【００６９】
ここで、図６（ａ）はリブ１５を、長辺の長さｂ２を２等分する中心軸Ｘ上に１つだけ配した構成、同図（ｂ）はリブ１６を、長辺の長さｂ２を３等分する線上にそれぞれ１つずつ（合計２つ）配した構成、同図（ｃ）はリブ１６を、長辺の長さｂ２を４等分する線上にそれぞれ１つずつ（合計３つ）配した構成の変形例１〜３であるサイドメンバ１０を示している。
【００７０】
また、各リブ１５〜１７はいずれも、短辺に対応する周壁１１，１２と同一の板厚ｔ１で形成されている。
【００７１】
また、各変形例１〜３のサイドメンバ１０は、これらのリブ１５〜１７によって断面内中空領域がそれぞれ１／２、１／３、１／４の小矩形領域に分割されているが、これらの分割して得られた小矩形領域の境界を含む小矩形環について、実施の形態１と同様に、各辺に対応する周壁の板厚ｔと辺長ｂとの比ｔ／ｂが略等価になるように設定されている。
【００７２】
すなわち、変形例１に係るサイドメンバ１０は、ｂ３＝（１／２）×ｂ２であって、ｔ１／ｂ１＝ｔ３／ｂ３となるように、周壁１３ａ，１４ａ，１３ｂ，１４ｂの板厚ｔ３が設定されている。
【００７３】
また、変形例２に係るサイドメンバ１０は、ｂ４＝（１／３）×ｂ２であって、ｔ１／ｂ１＝ｔ４／ｂ４となるように、周壁１３ｃ，１４ｃ，１３ｄ，１４ｄ，１３ｅ，１４ｅの板厚ｔ４が設定されている。
【００７４】
変形例３に係るサイドメンバ１０は、ｂ４＝（１／４）×ｂ２であって、ｔ１／ｂ１＝ｔ５／ｂ５となるように、周壁１３ｆ，１４ｆ，１３ｇ，１４ｇ，１３ｈ，１４ｈ，１３ｉ，１４ｉの板厚ｔ５が設定されている。
【００７５】
このように構成された各比較例１〜３に係るサイドメンバ１０の構造によれば、サイドメンバ１０の中空閉断面内にそれぞれ、リブ１５〜１７が設けられているため、車体前後方向に直交する断面内での座屈面が増大し、この結果、車体前後方向に作用する衝撃エネルギの吸収量を増大させることができる。
【００７６】
また、リブ１５〜１７を設けることによって、各サイドメンバ１０の中心軸Ｘについての断面２次モーメントＩXが大きくなり、曲げ剛性を向上させることができる。
【００７７】
ここで、辺長比ｂ２／ｂ１＝２とし、辺長ｂ１を単位長さ１、この辺長ｂ１かつ板厚ｔ１に対応する周壁部分の単位長さあたりの重量をＷとしたとき、実施の形態１および各変形例１〜３のサイドメンバ１０の単位長さあたりの重量Ｗ、サイドメンバ１０が吸収し得る吸収エネルギＥおよび単位重量当たりのエネルギ吸収効率Ｅ／Ｗを算出する。
（実施の形態１のサイドメンバ１０について）
板厚ｔと辺長ｂとの比が等価であること、すなわち、ｔ１／ｂ１＝ｔ２／ｂ２により、
ｔ２＝ｔ１×（ｂ２／ｂ１）＝２×ｔ１
となる。
【００７８】
ここで、図２に示した断面におけるサイドメンバ１０の断面積Ｓは、辺の数ｎ、辺長ｂ、板厚ｔを用いて概略的に算出することができる。すなわち、
Ｓ＝（ｂ２×ｔ２＋ｂ１×ｔ１）×２
＝｛（２×ｂ１）×（２×ｔ１）＋ｂ１×ｔ１｝×２
＝１０×（ｂ１×ｔ１）
よって、単位長さ当たりの重量Ｗは１０となる。
【００７９】
また、このサイドメンバ１０が吸収し得る衝撃エネルギＥは、この断面に生じる垂直応力をσとし、Ｅ≒Σσとすれば、断面における辺の数ｎに略比例する。
【００８０】
そして、この実施の形態１においてはｎ＝４であるから、Ｅ＝４となる。したがって、サイドメンバ１０の単位重量あたりのエネルギ吸収効率Ｅ／Ｗは、
Ｅ／Ｗ＝４／１０＝０．４
となる。
（変形例１のサイドメンバ１０について）
実施の形態１の場合と同様に、
ｔ１／ｂ１＝ｔ３／ｂ３，ｂ３＝ｂ２／２
により、
ｔ３＝ｔ１×（ｂ３／ｂ１）＝ｔ１×｛（ｂ２／２）／ｂ１｝＝ｔ１
となり、断面積Ｓは、
Ｓ＝（ｂ１×ｔ１）×３＋（ｂ３×ｔ３）×４＝７×（ｂ１×ｔ１）
よって、単位長さ当たりの重量Ｗは７となる。
【００８１】
また、このサイドメンバ１０が吸収し得る衝撃エネルギＥは、ｎ＝７であるから、Ｅ＝７となる。したがって、サイドメンバ１０の単位重量あたりのエネルギ吸収効率Ｅ／Ｗは、
Ｅ／Ｗ＝７／７＝１.０
となる。
（変形例２のサイドメンバ１０について）
変形例１の場合と同様に、
ｔ１／ｂ１＝ｔ４／ｂ４，ｂ４＝ｂ２／３
によって、
ｔ４＝ｔ１×（ｂ４／ｂ１）＝ｔ１×｛（ｂ２／３）／ｂ１｝＝（２／３）×ｔ１
となり、断面積Ｓは、
Ｓ＝（ｂ１×ｔ１）×４＋（ｂ４×ｔ４）×６＝６.７×（ｂ１×ｔ１）
よって、単位長さ当たりの重量Ｗは６.７となる。
【００８２】
また、このサイドメンバ１０が吸収し得る衝撃エネルギＥは、ｎ＝１０であるから、Ｅ＝１０となる。したがって、サイドメンバ１０の単位重量あたりのエネルギ吸収効率Ｅ／Ｗは、
Ｅ／Ｗ＝１０／６.７＝１.５
となる。
（変形例３のサイドメンバ１０について）
変形例１の場合と同様に、
ｔ１／ｂ１＝ｔ５／ｂ５，ｂ５＝ｂ２／４
によって、
ｔ５＝ｔ１×（ｂ５／ｂ１）＝ｔ１×｛（ｂ２／４）／ｂ１｝＝（１／２）×ｔ１
となり、断面積Ｓは、
Ｓ＝（ｂ１×ｔ１）×５＋（ｂ５×ｔ５）×８＝７.０×（ｂ１×ｔ１）
よって、単位長さ当たりの重量Ｗは７.０となる。
【００８３】
また、このサイドメンバ１０が吸収し得る衝撃エネルギＥは、ｎ＝１３であるから、Ｅ＝１３となる。したがって、サイドメンバ１０の単位重量あたりのエネルギ吸収効率Ｅ／Ｗは、
Ｅ／Ｗ＝１３／７.０＝１.９
となる。
【００８４】
以上より、サイドメンバ１０の単位重量当たりのエネルギ吸収効率Ｅ／Ｗがよい順（Ｅ／Ｗの値が大きい順）に、変形例３、変形例２、変形例１、実施の形態１となる。
【００８５】
このように、これらの変形例１〜３に係るサイドメンバ１０の構造によれば、単位重量当たりのエネルギ吸収効率Ｅ／Ｗを、リブ１５〜１７を設けていない実施の形態１よりも向上させることができる。
【００８６】
さらに、追加したリブの数が多いサイドメンバほど、エネルギ吸収効率を向上させることができる。
【００８７】
一方、長辺の中心軸Ｘについての断面２次モーメントＩXは、この中心軸Ｘから離れた位置に重量Ｗが集中するほど大きくなり、曲げ剛性は向上する。
【００８８】
したがって、中心軸Ｘ上にのみ１つのリブ１５が設けられている変形例１に係るサイドメンバ１０の断面２次モーメントＩXと、リブが全く設けられていない実施の形態１に係るサイドメンバ１０の断面２次モーメントＩXとは略等しく、したがって、両者の曲げ剛性には大きな差異はない。
【００８９】
同様に、変形例３に係るサイドメンバ１０の断面２次モーメントＩXと、変形例２に係るサイドメンバ１０の断面２次モーメントＩXとは略等しく、したがって、両者の曲げ剛性には大きな差異はない。
【００９０】
これに対して、変形例２，３に係るサイドメンバ１０の断面２次モーメントＩXは、実施の形態１、変形例１に係るサイドメンバ１０の断面２次モーメントＩXに対して格段に大きいものとなり、変形例２，３に係るサイドメンバ１０は、実施の形態１、変形例１に係るサイドメンバ１０よりも曲げ剛性が大きいものとなる。
【００９１】
よって、変形例２に係るサイドメンバ１０の構造は、単位重量当たりのエネルギ吸収効率の向上と、車体の骨格部材として本質的に要求される性能の一つである曲げ剛性の向上とを高度にバランスさせることができる。
【００９２】
なお、変形例２に係るサイドメンバ１０の構造について、辺長ｂ１＝５０ｍｍ、ｂ２＝１００ｍｍ、ｂ３≒３３ｍｍ、板厚ｔ１＝３.６ｍｍ、ｔ４＝１.８ｍｍとしたとき、安定的に軸圧潰変形する時の反力は１００ｋＮであることが解析された。
【００９３】
これに対して、変形例３に係るサイドメンバ１０の構造において、安定的に軸圧潰変形する時の反力を１００ｋＮとすると、側辺側の板厚ｔ５を１.８ｍｍにする必要があり、精密な押出し加工技術によって成型することが要求されて、製造コストが上昇する可能性がある。
【００９４】
しかも、側辺に対応する周壁１３，１４に、ボルト／ナットを用いて各種のブラケット等を固定するための締結空間をサイドメンバ１０の内部に確保するのが困難になる可能性もある。
【００９５】
したがって、これらの条件を考慮した場合、変形例２に係るサイドメンバ１０の構造が最も好ましく、実際の車体１００に適用するに当たっては、他部品との位置関係等を考慮して、上辺の周壁１１と下辺の周壁１１との間で相対的にΔｂだけ車幅方向にシフトさせた図７に示した構造とするのが好適である。
【００９６】
図８は、図７に示した好適な形態に係るサイドメンバ１０の構造について、軸圧潰変形時に生じる反力Ｆと潰れストロークＳとの関係を示すグラフであり、良好に衝撃エネルギを吸収していることが実証された。
【００９７】
上述した変形例を含めた各実施の形態においては、断面における短辺と長辺との辺長比ｂ２／ｂ１を２または２よりも小さい値とするのが好適であるが、その理由を以下に示す。
【００９８】
すなわち、サイドメンバ１０は、車体１００の前部骨格構造として用いられた場合には、図９に示すように、衝撃荷重等の圧縮荷重Ｐが入力される前端が、上下方向については衝撃バリア２０に対して回転拘束（図９（ａ））、左右方向についてはクロスメンバやバンパーアーマチュア３０等によって固定拘束（同図（ｂ））としてモデル化され、一方、後端も上下方向についてはダッシュパネル４０に対して回転拘束（同図（ａ））、左右方向についてはサスペンションメンバ５０や延長サイドメンバ６０等に対して固定拘束（同図（ｂ））としてモデル化される。
【００９９】
したがって、このようにモデル化されたサイドメンバ１０について、長柱に関するオイラーの座屈荷重の式を適用する場合、上下方向へのオイラー座屈に要する座屈荷重Ｐ１は、両端が回転拘束である端末条件Ｃ１＝１を用いて、
Ｐ１＝（Ｃ１×π4×Ｅ×Ｉ１）／Ｌ2            （１）
となる。
【０１００】
ここで、Ｅは縦弾性係数、Ｉ１は前後方向に直交する断面における水平線に平行な中立軸Ｘ（図２参照）についての断面２次モーメント、Ｌはサイドメンバの長さをそれぞれ表す。
【０１０１】
一方、左右方向へのオイラー座屈に要する座屈荷重Ｐ２は、両端が固定拘束である端末条件Ｃ２＝４を用いて、
Ｐ２＝（Ｃ２×π4×Ｅ×Ｉ２）／Ｌ2            （２）
となる。
【０１０２】
ここで、Ｉ２は前後方向に直交する断面における鉛直線に平行な中立軸Ｙ（図２参照）についての断面２次モーメントを表す。
【０１０３】
そして、上記式（１），（２）における端末条件の定数Ｃ１，Ｃ２の比Ｃ１／Ｃ２は１／４であり、短辺に対応する周壁が車体の上下に向いた面となり、長辺に対応する周壁が車体の側方に向いた面となるサイドメンバ１０においては、両式（１），（２）の断面２次モーメントＩ１，Ｉ２の比Ｉ１／Ｉ２が４であることによって、上下方向へのオイラー座屈に要する座屈荷重Ｐ１と左右方向へのオイラー座屈に要する座屈荷重Ｐ２とは等価（Ｐ１＝Ｐ２）となる。
【０１０４】
したがって、この長柱の座屈理論からも、サイドメンバ１０（１０′）が特定の方向にオイラー座屈するのを抑制して、軸圧潰変形に誘導させ易くすることができる。
【０１０５】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明の請求項１に係る車体骨格部材構造によれば、各周壁の壁面が座屈する強度が略等価であるため、車体骨格部材が特定の周壁方向にオイラー座屈するのを防止することができる。
【０１０６】
したがって、各周壁は車体の前後方向に入力された圧縮荷重によって略均等に圧縮変形し、車体骨格部材全体として蛇腹状に軸圧潰変形することとなり、入力されたエネルギを効果的に吸収することができる。
【０１０７】
また、本発明の請求項１に係る車体骨格部材構造によれば、車体前後方向に直交する面による車体骨格部材の断面における各辺の辺長ｂと各辺に対応する周壁の板厚ｔとの比ｔ／ｂが、各周壁間で略等価であるため、軸圧縮力に対して、各周壁が略均等に潰され、この結果、車体骨格部材全体として蛇腹状に軸圧潰変形することとなり、入力されたエネルギを効果的に吸収することができる。
【０１０８】
また、本発明の請求項２に係る車体骨格部材構造によれば、車体骨格部材の中空閉断面内にリブを設けることによって、車体前後方向に直交する断面内での座屈面が増大し、この結果、車体前後方向に作用するエネルギの吸収量を増大させることができる。
【０１０９】
また、リブを設けることによって、この車体骨格部材の断面２次モーメントＩが大きくなり、曲げ剛性を向上させることができる。
【０１１０】
しかも、車体骨格部材全体として追加されたリブの重量に対する曲げ剛性の増大割合が、中立軸上にリブを配した場合よりも大きくすることができ、車体の重量増大に対する曲げ剛性の増大程度を向上させることができる。
【０１１１】
また、本発明の請求項３に係る車体骨格部材構造によれば、車体骨格部材の曲げ剛性を確保しつつ、オイラー座屈よりも軸圧潰変形を誘発させ易い構造とし、しかも車体骨格部材の重量増大を抑制することができる。
【０１１２】
また、本発明の請求項４に係る車体骨格部材構造によれば、圧縮荷重が入力される前端が上下方向については回転拘束、左右方向については固定拘束としてモデル化され、一方、後端も上下方向については回転拘束、左右方向については固定拘束としてモデル化され、短辺に対応する周壁が車体の上下に向いた面となり、長辺に対応する周壁が車体の側方に向いた面となる車体骨格部材においては、上下方向へのオイラー座屈に要する座屈荷重Ｐ１と左右方向へのオイラー座屈に要する座屈荷重Ｐ２とを略一致させることができる、という実用上有益な効果を発揮する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態であるサイドメンバの構造が適用された車両の前部構造を示す分解斜視図である。
【図２】サイドメンバの、車体前後方向に直交する面による断面図である。
【図３】サイドメンバの軸圧潰変形を示す模式図である。
【図４】サイドメンバのＺ字状変形を示す模式図である。
【図５】サイドメンバの断面における短辺と長辺とについての板厚と辺長との比の対応関係を示すグラフである。
【図６】変形例１〜３のサイドメンバの、図２に相当する断面図である。
【図７】好適なサイドメンバ構造の断面を示す断面図である。
【図８】サイドメンバの軸圧潰変形時の反力と潰れストロークとを示すグラフである。
【図９】モデル化されたサイドメンバの拘束状態を示す模式図である。
【符号の説明】
１０  サイドメンバ
１１，１２  短辺に対応した周壁
１３，１４  長辺に対応した周壁
ｔ１，ｔ２  周壁の板厚
ｂ１，ｂ２  辺長
【図１】
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【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】
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【図８】
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【図９】
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