JP2006281964A - 自動車センターピラーおよび自動車センターピラーの耐上部座屈性の性能評価方法 - Google Patents

Abstract

【課題】 側突時において、センターピラー上部でのくの字状の折れ曲がり座屈を防止できる自動車センターピラーを提供しようとするものである。
【解決手段】 センターピラー構造に対する有限要素法解析用モデルを用いた動的陽解法による動的圧壊試験解析を行って求められる、センターピラー上部１ａへの落錘衝突時におけるセンターピラー上部の座屈限界断面モ−メントＭ１と、センターピラー下部１ｂへの落錘衝突時におけるセンターピラー上部の座屈位置近傍での断面モ−メントＭ２との各最大値同士の差Ｍ１−Ｍ２が、絶対値で０．５ｋＮ・ｍ以上である上部と下部との強度バランスを有することである。
【選択図】 図１

Description

本発明は、側突時の耐上部座屈性に優れた自動車センターピラーおよび側突時の自動車センターピラーの耐上部座屈性の性能評価方法に関するものである。

自動車センターピラーは、アウタパネルとインナパネルとで閉断面を形成し、この閉断面内の長手方向に亙ってリインフォースメントを配置した構成であり、センターピラーの上端がルーフサイドレール、下端がドア開口部の下縁部を形成するサイドシル（ロッカーとも言う）に各々接合される。

近年の自動車の軽量化指向に伴い、これらセンターピラーを構成する成形パネル（成形フレーム）の板厚は、アウタパネルやインナパネルとも、大幅に薄肉化されている。また、成形パネルに用いられる鋼板やアルミニウム合金板は、ハイテン化 (高強度化) されている。

しかし、センターピラーにおける、成形パネルの薄肉化は、中空パネル構造体としての強度、剛性の低下や、自動車車体側面からの衝突（側突）時の衝撃吸収性の低下を伴う。これに対し、センターピラーは、側突に対応して、乗員を保護する重要部材である。このため、側突発生時に、衝突荷重を受けて、センターピラー上部でのくの字状に折れ曲がり、車室内（車室側）へ変形するような、座屈発生は一切許容されない。これは、近年のセンターピラーの側突基準として、乗員の腹部や腰部に比して、乗員の頭部や胸部への障害値がより重み付けされていることにもよる。

このため、センターピラーの補強構造は、例え構成する成形パネルを薄肉化しても、センターピラーの上部を座屈させず、下部での座屈や、変位を大きくするような設計が必要となる。

一方、従来から、側突発生時に衝突荷重を受けても、車室内（車室側）へ変形することの無いようなセンターピラーの補強構造が種々提案されている（例えば特許文献１、２、３参照）。
特開２００２−３４７６５５号公報 (特許請求の範囲、図１） 特開２００３−２２３４号公報 (特許請求の範囲、図３） 特開２００３−２７６６３９号公報 (特許請求の範囲、図１）

しかし、これら従来技術のように、中空パネル構造体としての補強構造を、車種や設定側突荷重に応じて設計したとしても、実際にセンターピラー上部の側突発生時に衝突荷重を受けた際に、センターピラー上部で、くの字状に折れ曲がるなどの座屈が発生する可能性がある。なお、ここで言うセンターピラー上部とは、センターピラー全長の１／３部分より上であり、これより下をセンターピラー下部と言う。

このセンターピラー上部でのくの字状の折れ曲がり座屈は、センターピラーの剛性不足が原因としても、より具体的な発生原因や発生機構が不明であった。このため、センターピラー設計の段階で、上部でのくの字状の折れ曲がり座屈を圧壊解析によって予測することは行なわれてはいるものの、確実に、このくの字状の折れ曲がり座屈を防止できる設計と予めすることは、非常に困難であった。

このため、実際にセンターピラー上部でのくの字状の折れ曲がり座屈が発生するか否か、即ち、実際の側突発生時に乗員保護が図れるか否かは、実際の衝突試験によって確認せざるを得なかった。そして、この実際の衝突試験結果による設計変更など、試行錯誤的に、側突発生時の衝突安全性を確保していたのが、これまでの実情である。

したがって、本発明の第一の目的は、側突時のセンターピラー上部でのくの字状の折れ曲がり座屈を予め設計段階で防止できるとともに、実際の側突時においても、センターピラー上部でのくの字状の折れ曲がり座屈を防止できる自動車センターピラーを提供しようとするものである。また、本発明の別の目的は、側突時のセンターピラー上部でのくの字状の折れ曲がり座屈発生状態を予め設計段階で予測できる、側突時の自動車センターピラーの耐上部座屈性の性能評価方法を提供しようとするものである。

第一の目的を達成するために、本発明側突時の耐上部座屈性に優れた自動車センターピラーの要旨は、アウタパネルとインナパネルとで閉断面を形成し、この閉断面内の長手方向に亙ってリインフォースメントを配置した構造の自動車センターピラーであって、解析の前提条件として、前記センターピラーの上端がルーフサイドレール、下端がドア開口部の下縁部を形成するサイドシルに各々接合されるとともに、前記センターピラー全長の１／３部分より上を上部、これより下を下部とし、更に、バリアによる前記センターピラーへの側突を模擬したセンターピラーへの落錘衝突時に、前記ルーフサイドレールと前記サイドシルとが車体内側に向かって回転する回転モーメントを有する、と各々仮定して、前記センターピラー構造に対する有限要素法解析用モデルを用いた動的陽解法による動的圧壊試験解析を行って求められる、センターピラー上部への落錘衝突時におけるセンターピラー上部の座屈限界断面モ−メントＭ１と、センターピラー下部への落錘衝突時におけるセンターピラー上部の座屈位置近傍での断面モ−メントＭ２との各最大値同士の差Ｍ１−Ｍ２が、絶対値で０．５ｋＮ・ｍ以上である上部と下部との強度バランスを有することである。

また、上記本発明の別の目的を達成するために、本発明側突時の自動車センターピラーの耐上部座屈性の性能評価方法の要旨は、アウタパネルとインナパネルとで閉断面を形成し、この閉断面内の長手方向に亙ってリインフォースメントを配置したセンターピラー構造を形成し、このセンターピラー構造に対して、有限要素法解析用モデルを用いた動的陽解法による動的圧壊試験解析を行うに際し、解析の前提条件として、前記センターピラーの上端がルーフサイドレール、下端がドア開口部の下縁部を形成するサイドシルに各々接合されるとともに、前記センターピラー全長の１／３部分より上を上部、これより下を下部とし、更に、バリアによる前記センターピラーへの側突を模擬したセンターピラーへの落錘衝突時に、前記ルーフサイドレールと前記サイドシルとが車体内側に向かって回転する回転モーメントを有する、と各々仮定して、センターピラー上部への落錘衝突時におけるセンターピラー上部の座屈限界断面モ−メントＭ１と、センターピラー下部への落錘衝突時におけるセンターピラー上部の座屈位置近傍での断面モ−メントＭ２とを各々求め、これらＭ１とＭ２との最大値同士の差Ｍ１−Ｍ２から、センターピラー上部と下部との強度バランスを評価することである。

本発明者らは、側突時のセンターピラー上部でのくの字状の折れ曲がり座屈の原因が、センターピラー上部と下部での強度バランスの悪さに起因することを知見した。

このセンターピラー上部と下部での強度バランスとは、センターピラー上部と下部での断面力の差であり、センターピラー上部への側突時におけるセンターピラー上部の座屈限界断面モ−メントと、センターピラー下部への側突時におけるセンターピラー上部の座屈位置近傍での断面モ−メントとの差として表すことができる。

これまでも、衝突安全基準として定められているセンターピラー下部位置での圧壊解析を行い、バリアの進入速度、バリアの進入量、センターピラー長手方向の断面２次モーメント分布などを求め、バリアの進入速度やバリアの進入量が小さいほど、センターピラーの衝突安全性が優れるとする、予測評価方法は知られていた。

しかし、実際の側突においては、バリアの進入量が小さくても、側突時のセンターピラー上部でのくの字状の折れ曲がり座屈が起こり得るため、上記予測評価方法では、センターピラー設計の段階で、上部でのくの字状の折れ曲がり座屈を予測し、これを防止した設計と予めすることは、前記した通り、非常に困難であった。

前記従来の圧壊解析が、側突時のセンターピラー上部でのくの字状の折れ曲がり座屈を予測できなかったのは、センターピラー上部、下部それぞれの断面強度は予測できても、下部への衝突時に、上部が座屈に対してどの程度余裕を持っているかが予測できなかったためである。

これに対して、本発明では、動的圧壊試験解析にて求められる、センターピラー上部への側突時におけるセンターピラー上部の座屈限界断面モ−メントＭ１と、センターピラー下部への側突時におけるセンターピラー上部の座屈位置近傍での断面モ−メントＭ２とが、センターピラーを構成する各部材の、材料強度、板厚、断面形状で定まる側突時のセンターピラー上部でのくの字状の折れ曲がり座屈に直接係わり、これらＭ１とＭ２とによって、センターピラー上部と下部との強度バランスが評価できることを知見した。

そして、更に、上記Ｍ１とＭ２との最大値同士の差Ｍ１−Ｍ２が、センターピラー上部と下部での強度バランスを良く表しており、この差の絶対値の大小関係によって、設計した自動車センターピラーが、耐上部座屈性に優れるか否か予測できることを知見した。そして、この解析による予測結果は、実際の動的圧壊試験における、センターピラーの耐上部座屈性と良く対応していることも確認した。したがって、この結果は、実際の側突においても同様の効果を示すことが裏付けられた。

したがって、本発明によれば、側突時のセンターピラー上部でのくの字状の折れ曲がり座屈を予め設計段階で防止できるとともに、実際の側突時においても、センターピラー上部でのくの字状の折れ曲がり座屈を防止できる自動車センターピラーを提供できる。
また、上部でのくの字状の折れ曲がり座屈を防止した状態で、各部材の材料強度、板厚の最適化や、断面形状、レインフォース位置等の構造に関する最適化も可能となり、圧潰性能に優れ重量の軽いセンターピラーを提供することが可能となる。

更に、側突時のセンターピラー上部でのくの字状の折れ曲がり座屈発生状態を予め設計段階で予測できる、側突時の自動車センターピラーの耐上部座屈性の性能評価方法を提供できる。

本発明の実施の形態について、図を用いて、以下に説明する。
(センターピラー構造)
先ず、本発明センターピラーの基本的な構造について、図１〜３を用いて説明する。図１は自動車センターピラーの側面図、図２は図１のＩＩ−ＩＩ線断面図、図３は図１のＩＩＩ−ＩＩＩ線断面図、である。このセンターピラーの構造はＦＥＭ解析の前提ともなる。

図１に示すように、自動車センタピラー１は、上端部１２が車体のルーフサイドレール４に、下端部１１が車体のサイドシル（ロッカー）５に、それぞれ溶接されている。センタピラー１は、前後方向の幅が下方へ行くに従って徐々に広くなっており、上端部１２および下端部１１はＴ字形に形成されて、それぞれルーフサイドレール４およびサイドシル５との溶接強度を高くしている。また、側突（側面衝突）時において、荷重を主としてセンタピラー１の下半部に作用させるように、センタピラー１は一般に上方へ向け車内側へ傾斜して立設されている。更に、センタピラー１の閉断面内には、センタピラー１の縦方向（長手方向）に亙って、リインフォースメント２が設けてある。また、更にレインフォースメント２の内側に、部分的にレインフォースメント（フランジレスのコの字断面形状の場合が多い）を配置することも多い。

このようなセンターピラー１において、本発明では、図示する通り、センターピラー全長の１／３部分より上の部分をセンターピラー上部１ａ、これより下の部分をセンターピラー下部１ｂと規定する。

図２ないし図３に示すように、センタピラー１はアウタパネル１３とインナパネル１４で閉断面構造としてある。アウタパネル１３は断面ほぼ台形で前後の端縁にそれぞれフランジ１３１が形成してある。インナパネル１４も実質的には断面ほぼ台形で前後の端縁にそれぞれフランジ１４１が形成してある。インナパネル１４は局部的に図２に示すように凹凸状としてある。

アウタパネルとインナパネルは、通常、センタピラー１の上部１ａと下部１ｂとで同じ板厚とされる。特に、アウタパネルは、軟鋼板で板厚も薄いため、耐衝撃にはほとんど寄与しないためである。ただ、センタピラーの上部と下部とで、アウタパネル１３およびインナパネル１４の厚みは必ずしも同じとしなくても良い。これに対して、レインフォースはセンタピラー１の上部１ａと下部１ｂとで板厚を変え、通常通り、下部で座屈させるようにしても良い。

リインフォースメント２の断面形状および幅寸法はアウタパネル１３とほぼ合致する形状および寸法に設定してあり、前後の端縁にフランジ２０１が形成してある。リインフォースメント２は、アウタパネル１３およびインナパネル１４よりもやや厚い鋼板からなることが好ましい。

センタピラー１は、リインフォースメント２をアウタパネル１３の内面に沿わせて、センタピラー１の縦方向（長手方向）に亙って配している。そして、その前後のフランジ２０１を、それぞれアウタパネル１３およびインナパネル１４の前後のフランジ１３１および１４１で挟み、３枚重ねとしたフランジを一体にスポット溶接することで構成されている。

このリインフォースメント２のセンタピラー１の縦方向の長さは、車体強度やセンタピラーの上部１ａに必要な乗員保護のためなどの要求強度に応じて選択される。リインフォースメント２は、通常通り、アウタパネル１３と同様、ルーフサイドレール４からサイドシル５まで存在させる。但し、インナパネル１４やリインフォースメント２の内側のレインフォースについては、その長さが変更される。

前記図１の態様においては、リインフォースメント２は、センタピラー１の上端部１２から下端部１１に亙って延在し センターピラー上部の２ａとセンターピラー下部の２ｂとに２分割されて、互いに接合されている。２２はリインホースメント２の上端縁、２１はリインホースメント２の下端縁、２３は上部リインホースメント２ａと下部リインホースメント２ｂとの接合部を各々示す。

（センターピラー上部と下部の強度バランス）
以上説明したセンターピラーの基本的な構造に対して、本発明では、後述する有限要素法解析用モデルを用いた動的陽解法による動的圧壊試験解析を行ない、センターピラー上部への落錘衝突時におけるセンターピラー上部の座屈限界断面モ−メントＭ１と、センターピラー下部への落錘衝突時におけるセンターピラー上部の座屈位置近傍での断面モ−メントＭ２との内、最大値となる断面モ−メント同士の差Ｍ１−Ｍ２が０．５ｋＮ・ｍ以上である上部と下部との強度バランスを有するものとする。

図４を用いて、この本発明の概念を更に説明する。図４は、前記図１〜３で説明した自動車センターピラーを模式化した説明図である。図４において、１はセンターピラー、４はサイドシル、５はルーフサイドレールである。図４のセンターピラー１においても、全長の１／３部分より上が上部１ａ、これより下が下部１ｂである。また、４はセンターピラー上部１ａへの衝突バリア（落錘）、５はセンターピラー下部１ｂへの衝突バリア（落錘）を示す。

センターピラー上部１ａへの衝突バリア３１による側突時に生じるセンターピラー上部１ａでのくの字状の折れ曲がり座屈は、センタピラーの上部１ａと下部１ｂとの強度バランスの悪さに起因する。前記した通り、センタピラー１では、側突発生時に、センターピラー上部１ａでのくの字状の折れ曲がり座屈発生は許容されないために、通常は、センターピラーの上部を座屈させず、下部での座屈や、変位を大きくするような設計がなされる。

高い衝突性能を要求される場合、本発明のように、センターピラー上下部の強度バランスを考慮しながら強化（高強度化、板厚増加、ビード追加等）しなければならない。例えば、センターピラー下部が過剰に強化されると、センターピラー下部１ｂへの落錘衝突時に、上部１ａに負担がかかり、Ｍ２が高くなるため、上部座屈の恐れがある。また、下部１ｂが極端に弱い場合は、バリアの進入が極端に大きくなるため、センターピラーとして失格となる。従って、上部１ａを強化しながら下部１ｂも強化し、バランスを取りながら上部１ａでの座屈を避ける必要がある。

一方、センターピラー上部１ａが過剰に強化されると、これによって、上記センターピラー上部１ａの座屈限界断面モ−メントＭ１は高くなるものの、一方で、センターピラーの下部１ｂの強度が弱くなり過ぎ、センターピラー下部１ｂへの側突時（落錘衝突時）におけるセンターピラー上部１ａの座屈位置近傍での断面モ−メントＭ２が高くなる場合が生じる。このように、センターピラー上部１ａの座屈位置近傍での断面モ−メントＭ２が高くなった場合、センターピラー上部と下部での強度バランスが悪くなる。このため、幾ら、センターピラー上部１ａの強度や剛性を高くしても、センターピラー上部１ａへの衝突バリア３１による側突時に、センターピラー上部１ａでのくの字状の折れ曲がり座屈が生じやすくなる。

センターピラー上部と下部での強度バランス（最大値となる断面モ−メントＭ１、Ｍ２同士の差Ｍ１−Ｍ２）とは、センターピラー上部における上記両断面モ−メント（断面力）の差、即ち、側突荷重によってセンターピラー上部断面に生じる断面力の差を表す。したがって、この断面力の差（上記Ｍ１とＭ２の差）の絶対値が大きいほど、センターピラー上部と下部での強度バランスが良好となる。一方、上記Ｍ１とＭ２の差の絶対値が０．５ｋＮ・ｍ未満と小さいほど、上記した通り、センターピラー上部と下部での強度バランスが悪くなって、側突時のセンターピラー上部でのくの字状の折れ曲がり座屈が発生しやすくなる。

勿論、この座屈は、センターピラー上部の強度が弱くなりすぎても生じる。しかし、そのようなセンターピラーは実際には存在せず、本発明では、センターピラーの上部を座屈させず、下部での座屈や、変位を大きくするような設計がなされた通常のセンターピラーを対象としている。
また、例えば、極端に下部の強度が弱い場合、Ｍ２は小さくなるため、断面力の差（Ｍ１−Ｍ２）は大きくなる。しかし、これも現実的なピラーとは言えず、本発明では、このような現実ばなれしたセンターピラーは対象外とし。前記した通り、現実的な設計がなされた通常のセンターピラーを対象としている。

したがって、本発明における自動車センターピラーは、側突時の耐上部座屈性に優れたものとするために、センターピラー上部と下部との強度バランス（センターピラー上部の断面力）を、後述する有限要素法解析用モデルを用いた動的陽解法による解析によって導き出される上記Ｍ１とＭ２の絶対値の差（以下、単に差とも言う）で、０．５ｋＮ・ｍ以上とする。

（解析）
以下に、上記Ｍ１とＭ２とを導き出すための解析方法について説明する。
図５は、本発明自動車センターピラーの耐上部座屈性の性能評価方法のフローチャートである。図５に示す通り、ステップＳ１で、設計されたセンターピラーの構造を形成する。ここで、センタピラー１の構造は、アウタパネル１３およびインナパネル１４とで閉断面を形成し、この閉断面内の長手方向に亙ってリインフォースメント２を配置したものとする。

但し、センタピラー１のアウタパネル１３やサイドシル５のアウタパネルは軟鋼板から通常は構成されており、側突時のセンタピラー１の強度、剛性には大きくは係わらないため、設計されたセンターピラーの構造としては必須に形成しなくても良い。

次ぎに、ステップＳ２で仮定条件（前提条件、境界条件とも言う）を置く。本発明における仮定条件とは、以下の通りである。
１．前記センターピラーの上端がルーフサイドレール、下端がドア開口部の下縁部を形成するサイドシルに各々接合される。
２．前記センターピラー全長の１／３部分より上を上部、これより下を下部とする。
３．バリアによる前記センターピラーへの側突を模擬したセンターピラーへの落錘衝突時に、前記ルーフサイドレールと前記サイドシルとが車体内側に向かって回転する回転モーメントを有する。

これらステップＳ２での仮定条件は、解析精度や再現性を得るために必要となる。特に、落錘衝突時に、ルーフサイドレール４とサイドシル５とが、回転する矢印４０、４１で示す、車体内側に向かって回転する回転モーメントを有する、と各々仮定する点は、実際の側突時のセンターピラーの変形機構に対応させる意味で重要である。即ち、実際の側突時のセンターピラーの変形においても、ルーフサイドレール４と前記サイドシル５とは、車体内側に向かって回転する回転モーメントを有して変形する。

これらの仮定条件（前提条件）を置いた上で、ステップＳ３で、上記センターピラー構造を、部材の各断面形状データからメッシュ化し、有限要素法解析用シェルモデル（ＦＥＭモデル）を形成する。

このモデル化の際に、センターピラーの上端が接合されるルーフサイドレールや、センターピラーの下端が接合されるサイドシルを含めた、材料特性を与える。

更に、ステップＳ４で、下記荷重データ、部材各板厚データ、部材各強度データ、をＦＥＭモデルに与えた上で、動的陽解法により解析を行なう。
荷重データ：センターピラー下部への落錘衝突条件〔落錘位置（下部からの距離ｍｍ）、初速ｍ／ｓ、重量ｋｇ〕
部材各板厚データ：センターピラーの構造を形成する各部材の板厚（ｍｍ）
部材各強度データ：センターピラーの構造を形成する各部材の強度（ＭＰａ）
ここで、上記各部材データは、最低、ルーフサイドレール、サイドシル（ロッカレール）インナ、サイドシルリインフォースメント、センタピラーインナ、センタピラーリインフォースメント、とする。その他、サイドシルアウタ、センタピラーアウタなどの上記データは選択的とするが、各部材データが多いほど解析精度が良くなる。

ＦＥＭモデルの解析の際に使用するソフトは、実際の側面衝突を考慮し、解析結果の再現性を持たせるために、上記動的陽解法とすることが好ましい。

この解析によって、ステップＳ５として、センターピラー上部への落錘衝突時におけるセンターピラー上部の座屈限界断面モ−メントＭ１と、センターピラー下部への落錘衝突時におけるセンターピラー上部の座屈位置近傍での断面モ−メントＭ２とを求める。

そして、ステップＳ６として、最大値となる断面モ−メントＭ１、Ｍ２同士の差Ｍ１−Ｍ２を求め、ステップＳ７として、このＭ１−Ｍ２が、例えば０．５ｋＮ・ｍ以上であるか否かに基づき、センターピラーの上部と下部との強度バランスを評価する。

（動的圧壊試験解析方法）
以下に、上記Ｍ１とＭ２とを導き出すための、動的圧壊試験解析方法の実施例について、図６〜８を用いて説明する。図６〜８は、前記図１〜３のセンターピラー１の作成解析モデルと境界条件（仮定条件）を示す。なお、図６〜８では、ルーフサイドレール、サイドシルインナ、サイドシルリインフォースメント、センタピラーインナ、センタピラーリインフォースメントをメッシュ化して、解析モデルを作成しており、サイドシルアウタやセンタピラーアウタなどは省略している。

また、図６〜８では、共通して、センターピラーの上端１２および下端１１がルーフサイドレール４とサイドシル５とに各々軽結合されるものと仮定している。

図６には、前記図４のバリア３２によるセンターピラー下部１ｂへの側突を模擬した落錘衝突位置をＡで示している。

図７では、落錘衝突時に、ルーフサイドレール４とサイドシル５とが、回転する矢印４０、４１で示す、車体内側に向かって回転する回転モーメントを有する、と各々仮定した状態を示している。この仮定のために、センターピラーの上端１２および下端１１がスポット接合されるルーフサイドレール４とサイドシル５は、前記矢印４０、４１方向に回転できるよう、パイプに対して各々リング３８、３９を介して結合していると仮定する。これは、前記した実際の側突時のセンターピラーの変形機構に対応させるためである。

図７では、この仮定のために、ルーフサイドレール４とサイドシル５が、摩擦係数で拘束されながら、前記矢印４０、４１方向に回転可能な各々リング３８、３９を介してパイプへ結合していると仮定する。

図８はセンターピラー１上部１ａの座屈限界断面モ−メントと、座屈位置近傍での断面モ−メントを測定する位置をＣで示す。Ａはバリア３２によるセンターピラー下部１ｂへの側突を模擬した落錘衝突位置、Ｂはバリア３１によるセンターピラー上部１ａへの側突を模擬した落錘衝突位置である。

これら図６〜８のセンターピラーの作成解析モデルに、表１、２に示す、部材各板厚データ、表２に示す部材各強度データ、機械的特性(swift式の係数）、歪速度依存特性係数(Cowper-symonds 式) を各々与えた上で、動的陽解法により、動的圧壊試験解析を行なった。解析ソルバーはＬＳ−ＤＹＮＡｖｅｒ．９６０を用いた。

解析は、センターピラーの上部センタピラーＲ／Ｆ（リインフォースメント）を、各々９８０MPa 級と５９０MPa 級の２種類の高張力鋼板を使い分け、他の条件は同じとした２つのケース１（９８０MPa 級）、２（５９０MPa 級）について行なった。

なお、荷重データは、センターピラー下部への落錘衝突条件〔落錘位置Ａ：センターピラー下部からの距離３００ｍｍ、落錘位置Ｂ：センターピラー下部からの距離６００ｍｍ、初速８．９ｍ／ｓ、落錘重量１７１ｋｇ〕とした。

この解析により、センターピラー上部への落錘衝突時におけるセンターピラー上部の座屈限界断面モ−メントＭ１と、センターピラー下部への落錘衝突時におけるセンターピラー上部の座屈位置近傍での断面モ−メントＭ２とを各々時間の変化として求めた。これらの結果を、図９に示す。図９では、横軸に時間（ｓｅｃ）、縦軸に両モ−メントＭ１、Ｍ２を断面力（ｋＮ・ｍ）として表示している。図９において、細い実線が９８０MPa級の高張力鋼板を用いた場合のＭ１、細い点線が９８０MPa級の高張力鋼板を用いた場合のＭ２である。また、太い実線が５９０MPa 級の高張力鋼板を用いた場合のＭ１、太い点線が５９０MPa 級の高張力鋼板を用いた場合のＭ２である。

図９において、ケース１（９８０MPa級）、ケース２（５９０MPa 級）について、各々、最大値となる断面モ−メントＭ１、Ｍ２同士の絶対値の差Ｍ１−Ｍ２を求めると、ケース１では約１．０ｋＮ・ｍ、ケース２では約０．５ｋＮ・ｍである。

また、この解析により、ケース１、２について、センターピラー下部への落錘衝突時における、相当塑性ひずみ分布を求めた。更に、この解析により、ケース１について、センターピラー下部への落錘衝突時における、座屈部の変形モードを求めた。

この結果、本解析例では、ケース１、２とも、センターピラーの上部では座屈せず、下部で座屈していた。但し、最大値となる断面モ−メントＭ１、Ｍ２同士の絶対値の差Ｍ１−Ｍ２が０．５ｋＮ・ｍ未満となった場合には、センターピラーの上部で座屈することが予測された。

また、更に、この解析により、ケース１について、荷重−変位関係を求めた。この荷重−変位関係を図１０に、細い実線（解析と表示）で示す。

（実際の動的圧壊試験による検証）
この解析を検証するために、上記解析を行なった２つのケース１（９８０MPa級）、２（５９０MPa 級）について、実際に、図７の解析形状に対応したセンターピラー（但し、解析条件と同じでアウタは無く、インナとリインフォースメントのみ）を製作し、動的圧壊試験を行なった。

圧壊試験は、センターピラーのルーフサイドレール４側と、サイドシル５側とを、各々治具（治具台）上に載置し、センターピラー部分が水平に、かつ地上から浮かせるように配置した。この際、落錘衝突時に、前記図７の解析と同様に、ルーフサイドレール４側とサイドシル５側とが回転可能なように治具に固定した。その上で、図７に示す下部落錘位置Ａに落錘（重量１．６７３ｋＮ、落下高さは５ｍ）を衝突させた。

この実際のセンターピラー動的圧壊試験における、座屈モードを相当塑性ひずみ分布は、ケース１、２とも、上記解析による動的圧壊試験と、ほぼ同一であった。また、上記解析と実際のセンターピラー動的圧壊試験における、両者の座屈部の変形モードは、ケース１、２とも、上記解析による動的圧壊試験と、ほぼ同一位置のセンターピラー下部にて座屈が発生していた。

この実際のセンターピラー動的圧壊試験では、前記解析例と同様、ケース１、２とも、センターピラーの上部では座屈せず、下部で座屈していた。

更に、この実際のセンターピラー動的圧壊試験における、ケース１の荷重−変位関係を図１０に太い実線（実験と表示）で示す。この図１０の通り、上記解析による動的圧壊試験と、実際のセンターピラー動的圧壊試験とでは、両者の荷重−変位関係はほぼ対応乃至相関している。

（実際の動的圧壊試験と解析結果との比較）
これらの結果から、本発明の上記動的圧壊試験の解析結果は、実際のセンターピラーの動的圧壊試験結果と良く対応していることが分かる。

そして、実際のセンターピラーの動的圧壊試験結果により裏付けられた、本発明の上記解析結果から、ケース１（９８０N 級）の方が、ケース２（５９０N 級）よりも、座屈開始のタイミングは同じであるものの、エネルギー吸収量は高く、センターピラー上部での耐くの字状の折れ曲がり座屈性には有利であることが分かる。

更に、前記図９における、最大値となる断面モ−メントＭ１、Ｍ２同士の絶対値の差Ｍ１−Ｍ２が約１．０ｋＮ・ｍと比較的高いケース１（９８０N 級）の方が、約０．５ｋＮ・ｍと比較的低いケース２（５９０N 級）よりも、断面力が高く、センターピラー上部での耐くの字状の折れ曲がり座屈性には有利であることが分かる。

即ち、本発明において、解析により求めた上記両断面モ−メントＭ１、Ｍ２の最大値同士を比較して、その最大値同士の絶対値の差Ｍ１−Ｍ２を０．５ｋＮ・ｍ以上とすることの、センターピラー上部での耐くの字状の折れ曲がり座屈性に対する臨界的な意義が分かる。

また、上部センタピラーＲ／Ｆの同一板厚（１．４ｍｍ）では、上部センタピラーＲ／Ｆの鋼材強度を変えただけで、センターピラー上部と下部での強度バランス（Ｍ１とＭ２の差）は大きく変わることが分かる。そして、上部センタピラーＲ／Ｆが同一の板厚の場合、強度が高い方が、センターピラー上部での耐くの字状の折れ曲がり座屈性は有利であることが分かる。また、ケース１（９８０N 級）のセンターピラー上部での耐くの字状の折れ曲がり座屈性には余裕があり、上部センタピラーＲ／Ｆの板厚をより薄くして、センターピラーを軽量化できることが分かる。

以上の結果から、本発明を用いれば、センターピラー上部での耐くの字状の折れ曲がり座屈性を抑制した上で、更に軽量化できるセンターピラーの設計ができることが分かる。

本発明自動車センターピラーによれば、側突時のセンターピラー上部でのくの字状の折れ曲がり座屈を予め設計段階で防止できるとともに、実際の側突時においても、センターピラー上部でのくの字状の折れ曲がり座屈を防止できる自動車センターピラーを提供できる。また、本発明の自動車センターピラーの耐上部座屈性の性能評価方法によれば、実際の側突時のセンターピラー上部でのくの字状の折れ曲がり座屈発生状態を予め設計段階で予測できる、自動車センターピラーの耐上部座屈性の性能評価方法を提供できる。
したがって、本発明は自動車センターピラー自体、あるいは側突時のセンターピラー上部でのくの字状の折れ曲がり座屈発生状態の予測や、センターピラーの設計に利用することができる。

本発明センターピラーの前提としての構成を示す側面図である。 図１のＩＩ−ＩＩ線断面図である。 図１のＩＩＩ−ＩＩＩ線断面図である。 本発明に係る解析の概念を示すセンターピラーを模式化した説明図である。 本発明に係る解析のフローチャートを示す説明図である。 本発明に係る解析の解析モデルを示す説明図である。 本発明に係る解析の解析モデルを示す説明図である。 本発明に係る解析の解析モデルを示す説明図である。 本発明に係る解析によるセンターピラー断面力の時間経過を示す説明図である。 本発明に係る解析と実際との圧壊試験におけるセンターピラーの荷重−変位関係を示す図である。

符号の説明

１：自動車センタピラー、２：リインフォースメント、
４：ルーフサイドレール、５：サイドシル、１１：センタピラー下端部、
１２：センタピラー上端部、１３：アウタパネル、１４：インナパネル、

Claims (2)

1. アウタパネルとインナパネルとで閉断面を形成し、この閉断面内の長手方向に亙ってリインフォースメントを配置した構造の自動車センターピラーであって、解析の前提条件として、前記センターピラーの上端がルーフサイドレール、下端がドア開口部の下縁部を形成するサイドシルに各々接合されるとともに、前記センターピラー全長の１／３部分より上を上部、これより下を下部とし、更に、バリアによる前記センターピラーへの側突を模擬したセンターピラーへの落錘衝突時に、前記ルーフサイドレールと前記サイドシルとが車体内側に向かって回転する回転モーメントを有する、と各々仮定して、前記センターピラー構造に対する有限要素法解析用モデルを用いた動的陽解法による動的圧壊試験解析を行って求められる、センターピラー上部への落錘衝突時におけるセンターピラー上部の座屈限界断面モ−メントＭ１と、センターピラー下部への落錘衝突時におけるセンターピラー上部の座屈位置近傍での断面モ−メントＭ２との各最大値同士の差Ｍ１−Ｍ２が、絶対値で０．５ｋＮ・ｍ以上である上部と下部との強度バランスを有する、側突時の耐上部座屈性に優れた自動車センターピラー。
2. 自動車センターピラーに対する側突時の耐上部座屈性の性能評価方法であって、アウタパネルとインナパネルとで閉断面を形成し、この閉断面内の長手方向に亙ってリインフォースメントを配置したセンターピラー構造を形成し、このセンターピラー構造に対して、有限要素法解析用モデルを用いた動的陽解法による動的圧壊試験解析を行うに際し、解析の前提条件として、前記センターピラーの上端がルーフサイドレール、下端がドア開口部の下縁部を形成するサイドシルに各々接合されるとともに、前記センターピラー全長の１／３部分より上を上部、これより下を下部とし、更に、バリアによる前記センターピラーへの側突を模擬したセンターピラーへの落錘衝突時に、前記ルーフサイドレールと前記サイドシルとが車体内側に向かって回転する回転モーメントを有する、と各々仮定して、センターピラー上部への落錘衝突時におけるセンターピラー上部の座屈限界断面モ−メントＭ１と、センターピラー下部への落錘衝突時におけるセンターピラー上部の座屈位置近傍での断面モ−メントＭ２とを各々求め、これらＭ１とＭ２との最大値同士の差Ｍ１−Ｍ２から、センターピラー上部と下部との強度バランスを評価することを特徴とする側突時の自動車センターピラーの耐上部座屈性の性能評価方法。
   

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