WO2005018966A1 - 車両用高応力スタビライザー - Google Patents

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stabilizer
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Teruhisa Hanamura
Hidetaka Narishima
Takashi Yajima
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Mitsubishi Steel Mfg. Co., Ltd.
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Definitions

  • Such a stabilizer has a complicated shape in which the middle part in the longitudinal direction has a curved shape at multiple points in order to avoid interference with the lower structure of the vehicle body and the suspension system, and is generally mounted on the vehicle.
  • a torsion portion extending in the width direction of the vehicle in a state of being moved, and arm portions extending from the left and right ends of the torsion portion in the front-rear direction of the vehicle.
  • a continuous portion between the torsion portion and each arm portion is formed into an arc shape and provided with a bent portion.
  • the torsion portion is connected to the vehicle body via a rubber bush, a bracket and the like.
  • a link member is connected to a tip portion of the arm portion by a bolt or the like, and the arm portion is connected to an axle-side member such as a suspension arm via the link member.
  • the stabilizer 1 is configured to apply an elastic reaction force to the member on the axle side to suppress rolling of the vehicle body.
  • Patent Document 1 JP-A-7-215038
  • an object of the present invention is to provide a high-stress stabilizer for vehicles having a long fatigue life at a bent portion and excellent durability.
  • a high-stress stabilizer for a vehicle is a high-stress stabilizer for a vehicle formed by bending a solid round bar steel material and forming the same.
  • the material diameter of the round bar material is d
  • the bending radius of the bent portion is R
  • the short diameter of the cross section of the bent portion is d1
  • the long diameter of the cross section of the bent portion is d2
  • the flatness of the cross section of the bent portion is ⁇ .
  • the bending radius R, the flatness of the cross section, and the material diameter d before bending are generally predetermined at the bending portion where the maximum stress is applied and the breakage is most likely. It is set within the range.
  • the material diameter d and the bending radius R of the bent portion are values that are individually set for each vehicle type. That is, the high-stress stabilizer for a vehicle has a flatness ⁇ of a cross section of a bent portion set within a predetermined range in accordance with a value of a material diameter d and a bending radius R of a bent portion set in advance. . This allows for Thus, the stress concentration of the shear stress generated in the bent portion is suppressed, and breakage of the vehicle stabilizer due to the stress concentration in the bent portion can be prevented.
  • the high-stress stabilizer for a vehicle according to the present invention is characterized in that it is used under a stress of 500 MPa or more.
  • FIG. 1 is a front view showing a high-stress stabilizer for a vehicle according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a side view showing a high-stress stabilizer for a vehicle according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 is a perspective view showing a configuration of a bent portion of the high-stress stabilizer for a vehicle according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 4 is a sectional view taken along the line II-III of FIG. 3.
  • FIG. 5 is a plan view showing a configuration of a bent portion of the vehicle high stress stabilizer according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 6 is a perspective view showing a test piece applied to a fatigue test of the high-stress stabilizer for a vehicle according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 7 is a graph showing the relationship between the flattening ratio ⁇ and the number of repeated fractures when the applied stress is 550 MPa.
  • FIG. 8 is a graph showing the relationship between the flatness ratio ⁇ X material diameter d / bending radius R and the number of times of rupture when the applied stress is 550 MPa.
  • FIG. 9 is a graph showing the relationship between the flattening ratio ⁇ and the number of repeated fractures when the applied stress is 800 MPa.
  • FIG. 10 is a graph showing the relationship between the flatness ratio ⁇ X material diameter d / bending radius R and the number of times of rupture when the applied stress is 800 MPa.
  • FIG. 1 shows a front view of a high-stress stabilizer 10 for a vehicle (hereinafter, referred to as a stabilizer 10) according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 also shows the side of the stabilizer 10 A plan view is shown.
  • the stabilizer 10 is formed by hot bending a solid round bar material and immediately performing a quenching and tempering treatment, and is used under a high stress of 500 MPa or more.
  • This stabilizer 10 has a complicated shape in which the middle part in the longitudinal direction is curved at a plurality of points in order to be mounted on the vehicle while avoiding interference with the lower structure of the vehicle body and the suspension device. It has a torsion portion 12 extending in the width direction of the vehicle (arrow WC direction), and an arm portion 14 extending from both left and right ends of the torsion portion 12 in the front-rear direction of the vehicle (arrow FR direction). .
  • each arm part 14 is bent in a circular arc shape. Is provided. Further, continuous portions between the torsion portion 12 and the respective arm portions 14 are each formed into an arc shape and provided with a bent portion 16.
  • a flat portion called a so-called tool mark 22 is formed on the outer periphery of the bent portion 16 due to contact with a mold during hot bending as shown in FIGS. 3 and 4, and the cross section of the bent portion 16 is reduced. It is flattened into a substantially D shape.
  • the bent portion 16 will be described for simplicity.
  • the shape of the bent portion 16 is such that the material diameter of the solid round bar steel material is d, the bending radius of the bent portion 16 is R, the minor diameter of the cross section of the bent portion 16 is dl, and the bent portion 16 is The major diameter of the cross section of d2 and the flatness ⁇ of the cross section of the bent portion 16 are
  • the bending radius R of the bending portion 16 indicates the bending radius of the bending portion 16 along the center line SP as shown in FIG.
  • the material diameter d of the solid round steel bar and the bending radius R of the bent portion are generally set individually for each vehicle type.
  • FIG. 6 is a perspective view of a test piece 50 applied to a fatigue test of the stabilizer 10 according to the embodiment of the present invention.
  • the test piece 50 is a JIS spring steel SUP9 round bar having a predetermined material diameter, which is hot-bent into a substantially U-shape and immediately quenched and tempered.
  • the length was set to 800 mm, and the length of the arms 54 on both sides was set to 400 mm.
  • the shape (bending radius R, cross-sectional flatness ⁇ , etc.) of the bent portion 56 of the test piece 50 was varied, and the numbers A1 to A8 and B1 to B8 as shown in Table 1 below.
  • a total of 16 test pieces 50 were prepared. Although not shown, a tool mark is formed at the bent portion 56 of the test piece 50 in association with the hot bending force, similarly to the bent portion 16 of the stabilizer 10.
  • test pieces 50 with numbers A1 to A8 as shown in Table 1 were formed so as to satisfy the relationship of ( ⁇ > X dZR) 2 with the shape force of the bent portion 0 and ⁇ 4 ( The present invention). That is, the bent portions 56 of the test pieces 50 with numbers A1 to A8 are equivalent to the bent portions 16 of the stabilizer 10.
  • the test pieces 50 with numbers B1 to B8 were formed so that the bending force of the bent portion 56 was 0 ⁇ ⁇ 4, and did not satisfy the relationship of ( ⁇ XdZR) ⁇ 2 (Comparative Example).
  • the fatigue test method is such that a test piece 50 is supported at two locations of a torsion portion 52, one arm portion 54 is fixed horizontally, and the other arm portion 54 is repeatedly tested through a rotating pin. Then, a load was repeatedly applied in a direction perpendicular to the other arm portion 54, and the number of times until the bending portion 56 between the other arm portion 54 and the torsion portion 52 was broken was measured.
  • the load stress applied to the arm portion 54 of the test piece 50 is set to two types, 550 MPa and 800 MPa, and the test pieces 50 having numbers A1 to A4 and B1 to B4 are subjected to a test of 550 MPa, and the numbers are set to 550 MPa. Test pieces 50 of A5 to A8 and B5 to B8 were subjected to a test at 800 MPa.
  • the bending angle of the other arm 54 is set to 90 degrees to 100 degrees.
  • Table 2 shows the measurement results of the fatigue test when the applied stress was 550 MPa.
  • Fig. 7 shows a graph of the relationship between the flattening ratio ⁇ and the number of fracture cycles in Table 2, and Fig. 7 shows a graph of the relationship between ( ⁇ X d / R) and the number of fracture cycles in Table 2.
  • the mark is a test piece 50 (numbered A1) where the shape force of the bent portion 56 was 0 ⁇ 4 and the relationship of ( ⁇ X d / R) ⁇ 2 was satisfied.
  • a to A4 indicate the measurement results of the test piece 50), and the mark ⁇ indicates that the force of the bent portion 56 was 0 ⁇ 4 and the force did not satisfy the relationship of ( ⁇ X d / R) ⁇ 2
  • the measurement results of the test piece 50 (the test pieces 50 with numbers B1 to B4) are shown. According to Table 2, Fig. 4 and Fig. 5, when the applied stress force is 3 ⁇ 450MPa, both the relations of the shape force of the bent portion 56 ⁇ 0 ⁇ 4 and ( ⁇ X d / R) ⁇ 2 are satisfied. It can be seen that the test pieces 50 (the test pieces 50 with numbers A1 to A4) had the number of repeated fractures of 29.5 million or more.
  • test piece 50 (the test piece 50 with the number B1 to B4) whose shape force of the bent portion 56 was 0 ⁇ 4 and did not satisfy the relationship of ( ⁇ X d / R) ⁇ 2 It can be seen that the number of repeated fractures was 120,000 or less.
  • Table 3 shows the measurement results of the fatigue test at a load stress of 800 MPa.
  • Fig. 9 shows a graph of the relationship between the flattening ratio ⁇ and the number of fracture cycles in Table 3, and Fig. 9 shows a graph of the relationship between ( ⁇ X d / R) and the number of fracture cycles in Table 3.
  • Hata indicates that the test piece 50 (number: 0 ⁇ 4) satisfying the relationship of ( ⁇ X d / R) ⁇ 2 Indicates the measurement results of the test pieces 50) of A5 to A8, and the mark ⁇ indicates that the shape of the bent portion 56 satisfies the relationship of 0 ⁇ ⁇ 4 and ( ⁇ X d / R) ⁇ 2.
  • the measurement results of the test piece 50 that was not provided are shown. From Table 3, Fig. 9 and Fig. 10, when the applied stress force is 3 ⁇ 400MPa, the shape of the bent portion 56 is 0
  • test piece 50 (test pieces 50 with numbers A5 to A8) satisfying both the relations of ⁇ 4 and ( ⁇ X d / R) ⁇ 2 has a It turns out that it is more than times.
  • test piece 50 (the test piece 50 with a number of B5 to B8) whose shape force of the bent portion 56 was 0 ⁇ 4 and did not satisfy the relationship of ( ⁇ X dZR) ⁇ 2 was broken. It can be seen that the number of repetitions is less than 21,000 times.
  • the relationship between the shape of the bent portion 16 of the high-stress stabilizer 10 for a vehicle and the fatigue life has been described.
  • the shapes of the bent portions 18 and 20 are also 0 and ⁇ . ⁇ 4 and ( ⁇ X d / R) ⁇ 2.

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  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Vehicle Body Suspensions (AREA)
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Abstract

　曲げ部の疲労寿命を長くして耐久性に優れた車両用高応力スタビライザーを得る。 　車両用高応力スタビライザー１０では、一般に最大の応力が負荷され最も折損し易い部位である曲げ部１６の形状が、曲げ部１６の曲げ半径をＲ、曲げ加工前の素材径をｄ、曲げ部１６の断面の短径をｄ１、曲げ部１６の断面の長径をｄ２、曲げ部１６の断面の偏平率φをφ＝（ｄ２−ｄ１）／ｄ２×１００とするとき、０＜φ≦４、でかつ、（φ×ｄ／Ｒ）≦２の関係が成り立つ状態に成形されている。これにより、荷重入力時に曲げ部１６に生じる剪断応力の応力集中が抑制され、この曲げ部１６での応力集中による車両用高応力スタビライザー１０の折損を防止することができる。

Description

明 細 書
車両用高応力スタビライザー
技術分野
[0001] 本発明は、 自動車等の車両の旋回時における車体のロールを少なくして乗り心地 を改善し、車体の安定性を向上させるための中実の車両用の高応力下で使用可能 な高応力スタビライザーに関する。
背景技術
[0002] 一般に、 自動車などの車両では、コーナーリング時に生じる車体のロールを少なくす るために、ばね鋼鋼材などを熱間で曲げ加工して成形したスタビライザーを備えてレヽ る (例えば、特許文献 1参照)。
このようなスタビライザーは、車体の下部構造及び懸架装置との干渉を避けつつ車 両へ装着するために、長手方向中間部が複数箇所で湾曲した複雑な形状になって いる力 一般に、車両に装着された状態で車両の幅方向に延在するトーシヨン部と、 このトーシヨン部の左右両端部からそれぞれ車両の前後方向へ延出するアーム部と を有している。また、これらトーシヨン部と各アーム部の間の連続した部分は、それぞ れ円弧状に成形されて曲げ部が設けられている。
ここで、このトーシヨン部は、ゴムブッシュ、ブラケット等を介して車体側へ連結される。 また、アーム部の先端部には、ボルト等によりリンク部材が連結され、アーム部はこの リンク部材を介して、それぞれサスペンションアーム等のアクスル側の部材に連結さ れる。そして、このスタビライザーは、車両のコーナーリング時に各アーム部の先端部 に互いに逆向きの上下方向の荷重がそれぞれ入力することによって、各アーム部が 互いに逆向きに橈むと共に、モーメントによりトーシヨン部が捻られる。これにより、スタ ビライザ一はアクスル側の部材に弾性反力を作用させ、車体のローリングを抑制する 構成とされている。
このため、このようなスタビライザーには、高い荷重が繰り返し負荷されるので、疲労 寿命などの耐久性が問題となる。特に、スタビライザーに負荷される最大の応力は曲 げ部に発生しやすいが、この曲げ部には、一般に熱間曲げ加工時の金型との接触 により、所謂「ツールマーク」と呼ばれる平らな部分が生じ、曲げ部の断面が略 D字状 に偏平化している。このため、実際に車両に装着されて実用されているスタビライザ 一では、この曲げ部のツールマークに応力が集中して、この応力集中により折損する 事例が多い。したがって、スタビライザーの耐久性を向上させるためには、この曲げ 部の疲労寿命を長く確保する必要がある。
特に、所謂 SUV (スポーツユーティリティービークル）系などの車高の高い車種の増 加によりスタビライザーのロール剛性の向上が求められている。さらに、クラッシャブノレ ゾーンを確保するために、アーム部を短くレイアウトしなければならないという要請も ある。このため、曲げ部に負荷される応力は増加する傾向にあり、このような高応力下 で使用されるスタビライザーにおいて、さらなる耐久性の向上が求められている。 特許文献 1 :特開平 7 - 215038号公報
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0003] 本発明は、上記事実を考慮し、曲げ部の疲労寿命が長く耐久性に優れた車両用高 応力スタビライザーを得ることを目的とする。
課題を解決するための手段
[0004] 上記課題を解決するために、本発明の車両用高応力スタビライザーは、中実の丸棒 鋼材を曲げカ卩ェして成形された車両用高応力スタビライザーであって、前記中実の 丸棒鋼材の素材径を d、前記曲げ部の曲げ半径を R、前記曲げ部の断面の短径を d 1、前記曲げ部の断面の長径を d2、前記曲げ部の断面の偏平率 φを φ = (d2— dl) /d2 X 100とするとき、 0< φ≤4、でかつ、 ( φ X d/R)≤2の関係が成り立つ状態 に、前記曲げ部を成形した、ことを特徴としている。
本発明の車両用高応力スタビライザーでは、一般に最大の応力が負荷され最も折損 し易い部位である曲げ部において、曲げ半径 Rと、断面の偏平率 と、曲げ加工前 の素材径 dとが所定の範囲内に設定されている。ここで、素材径 d及び曲げ部の曲げ 半径 Rは、車種ごとに個別に設定される値である。すなわち、本車両用高応力スタビ ライザ一は、予め設定された素材径 d及び曲げ部の曲げ半径 Rの値に応じて、曲げ 部断面の偏平率 Φを所定の範囲内に設定したものである。これにより、荷重入力時 に曲げ部に生じる剪断応力の応力集中が抑制され、この曲げ部での応力集中による 車両用スタビライザーの折損を防止することができる。
また、本発明の車両用高応力スタビライザーは、 500MPa以上の応力下で使用され ることを特 ί敷としてレ、る。
発明の効果
[0005] 以上説明したように、本発明の車両用高応力スタビライザーによれば、曲げ部の疲 労寿命が長くなり耐久性が向上する。
図面の簡単な説明
[0006] [図 1]本発明の実施の形態に係る車両用高応力スタビライザーを示す正面図である。
[図 2]本発明の実施の形態に係る車両用高応力スタビライザーを示す側面図である。
[図 3]本発明の実施の形態に係る車両用高応力スタビライザーの曲げ部の構成を示 す斜視図である。
[図 4]図 3の Α— Α線図に沿った断面図である。
[図 5]本発明の実施の形態に係る車両用高応力スタビライザーの曲げ部の構成を示 す平面図である。
[図 6]本発明の実施の形態に係る車両用高応力スタビライザーの疲労試験に適用し た試験片を示す斜視図である。
[図 7]負荷応力が 550MPaの場合における、偏平率 φと破断繰返し回数との関係を 示すグラフである。
[図 8]負荷応力が 550MPaの場合における、偏平率 φ X素材径 d/曲げ半径 Rと破 断繰返し回数との関係を示すグラフである。
[図 9]負荷応力が 800MPaの場合における、偏平率 φと破断繰返し回数との関係を 示すグラフである。
[図 10]負荷応力が 800MPaの場合における、偏平率 φ X素材径 d/曲げ半径 Rと破 断繰返し回数との関係を示すグラフである。
発明を実施するための最良の形態
[0007] 図 1には、本発明の実施の形態に係る車両用高応力スタビライザー 10 (以下、スタビ ライザ一 10という）の正面図が示されている。また、図 2には、スタビライザー 10の側 面図が示されている。
スタビライザー 10は、中実の丸棒鋼材を熱間で曲げカ卩ェし、直ちに焼入れ焼戻し処 理を施して成形したものであり、 500MPa以上の高応力下で使用されるものである。 このスタビライザー 10は、車体の下部構造及び懸架装置との干渉を避けつつ車両へ 装着するために、長手方向中間部が複数箇所で湾曲した複雑な形状になっており、 車両に装着された状態で車両の幅方向（矢印 WC方向）に延在するトーシヨン部 12と 、このトーシヨン部 12の左右両端部からそれぞれ車両の前後方向（矢印 FR方向）へ 延出するアーム部 14とを有している。また、トーシヨン部 12の長手方向中間部には、 クランク状に屈曲した曲げ部 18が 2箇所設けられており、各アーム部 14の長手方向 中間部は、それぞれ円弧状に湾曲して曲げ部 20が設けられている。さらに、これらト ーシヨン部 12と各アーム部 14との間の連続した部分は、それぞれ円弧状に成形され て曲げ部 16が設けられている。
この曲げ部 16の外周には、図 3及び図 4に示す如ぐ熱間曲げ加工時の金型との接 触により、所謂ツールマーク 22と呼ばれる平らな部分が生じ、曲げ部 16の断面が略 D字状に偏平化している。なお、図示はしないが、曲げ部 18、 20にも曲げ部 16と同 様にツールマークが生じている力 以下は説明を簡単にするために曲げ部 16につい て説明する。
ここで、スタビライザー 10では、曲げ部 16の形状は、前記中実の丸棒鋼材の素材径 を d、曲げ部 16の曲げ半径を R、曲げ部 16の断面の短径を dl、曲げ部 16の断面の 長径を d2、曲げ部 16の断面の偏平率 φを、
φ = (d2-dl) /d2 X 100 (%) · · · (1)
とするとさ、
0< φ≤4、でかつ、 ( φ X d/R)≤2
の関係が成り立つ状態に成形されている。
なお、曲げ部 16の曲げ半径 Rは、図 5に示す如く曲げ部 16における中心線 SPに沿 つた曲げ半径を示すものである。また、中実の丸棒鋼材の素材径 d及び曲げ部の曲 げ半径 Rは、一般に車種ごとに個別に設定される値である。
次に、疲労試験について説明する。 図 6には、本発明の実施の形態に係るスタビライザー 10の疲労試験に適用した試験 片 50の斜視図が示されている。
試験片 50は、 JISばね鋼鋼材 SUP9の所定の素材径をもつ丸棒を、略コ字形に熱間 で曲げカ卩ェし、直ちに焼入れ焼戻し処理を施したものであり、トーシヨン部 52の長さ を 800mm、両側のアーム部 54の長さを 400mmに設定した。このとき、試験片 50の 曲げ部 56の形状（曲げ半径 Rや、断面の偏平率 φなど）を種々異ならせて、以下の 表 1に示す如く番号が A1乃至 A8、及び B 1乃至 B8の合計 16本の試験片 50を用意 した。なお、図示はしないが試験片 50の曲げ部 56には、スタビライザー 10の曲げ部 16と同様に、熱間曲げ力卩ェに伴ってツールマークが生じているのもである。
[表 1]
Figure imgf000007_0001
表 1に示す如ぐ番号が A1乃至 A8の試験片 50は、曲げ部 56の形状力 0く φ≤4 、でかつ、（<ί> X dZR) 2の関係を満足する状態に成形した (本発明）。すなわち、 番号が A1乃至 A8の試験片 50の曲げ部 56は、スタビライザー 10の曲げ部 16と同等 のものである。一方、番号が B 1乃至 B8の試験片 50は、曲げ部 56の形状力 0 < φ ≤4、でかつ、（φ X dZR)≤ 2の関係を満足しない状態に成形した（比較例）。 一方、疲労試験の方法は、試験片 50のトーシヨン部 52の 2個所を支持し、片方のァ ーム部 54を水平に固定し、他方のアーム部 54を回転ピンを介して繰返し試験装置 に接続し、この他方のアーム部 54に垂直な方向に繰り返し荷重を加え、この他方の アーム部 54とトーシヨン部 52の間の曲げ部 56が破断するまでの回数を測定した。な お、試験片 50のアーム部 54に加えた負荷応力は 550MPaと 800MPaの 2種類を設 定し、番号が A1乃至 A4、及び B1乃至 B4の試験片 50を 550MPaの試験に供し、 番号が A5乃至 A8、及び B5乃至 B8の試験片 50を 800MPaの試験に供した。また、 上記他方のアーム部 54の曲げ角度は 90度乃至 100度に設定した。
ここで、負荷応力が 550MPaの場合における疲労試験の測定結果を表 2に示す。
[表 2]
Figure imgf000008_0001
また、表 2の偏平率 φと破断繰返し数との関係をグラフにしたものを図 7に示し、表 2 の（Φ X d/R)と破断繰返し数との関係をグラフにしたものを図 8に示す。なお、図 7 及び図 8においてき印は、曲げ部 56の形状力 0< φ≤4、でかつ、 ( φ X d/R)≤ 2の関係を満足していた試験片 50 (番号が A1乃至 A4の試験片 50)の測定結果を 示し、△印は、曲げ部 56の形状力 0< φ≤4、でかつ、（ φ X d/R)≤2の関係を 満足していな力 た試験片 50 (番号が B1乃至 B4の試験片 50)の測定結果を示す。 表 2、図 4、図 5より、負荷応力力 ¾50MPaの場合において、曲げ部 56の形状力 \ 0 < Φ≤4、でかつ、（φ X d/R)≤ 2の関係を両方とも満足していた試験片 50 (番号 が A1乃至 A4の試験片 50)は、破断繰返し数が 29. 5万回以上であることがわかる。 一方、曲げ部 56の形状力 0< φ≤4、でかつ、 ( φ X d/R)≤ 2の関係を満足して いなかった試験片 50 (番号が B1乃至 B4の試験片 50)は、破断繰返し数が 15. 2万 回以下であることがわかる。
これらの結果から、負荷応力が 550MPaの場合において、曲げ部 56の形状力 0< Φ≤4でかつ（φ X d/R)≤2の関係を両方とも満足する状態に成形されていれば、 曲げ部 56の破断繰返し数 (疲労寿命）が飛躍的に伸びることがわかる。
次に、負荷応力 800MPaの疲労試験の測定結果を表 3に示す。
[表 3]
Figure imgf000009_0001
また、表 3の偏平率 φと破断繰返し数との関係をグラフにしたものを図 9に示し、表 3 の（Φ X d/R)と破断繰返し数との関係をグラフにしたものを図 10に示す。なお、図 9及び図 10において秦印は、曲げ部 56の形状力 0 < φ≤4、でかつ、 ( φ X d/R) ≤ 2の関係を満足してレ、た試験片 50 (番号が A5乃至 A8の試験片 50)の測定結果 を示し、△印は、曲げ部 56の形状が、 0< φ≤4、でかつ、 ( φ X d/R)≤ 2の関係を 満足していなかった試験片 50 (番号が B5乃至 B8の試験片 50)の測定結果を示す。 表 3、図 9、図 10より、負荷応力力 ¾00MPaの場合において、曲げ部 56の形状が、 0
< φ≤4、でかつ、（ φ X d/R)≤ 2の関係を両方とも満足していた試験片 50 (番号 が A5乃至 A8の試験片 50)は、破断繰返し数が 3. 2万回以上であることがわかる。 一方、曲げ部 56の形状力 0< φ≤4、でかつ、 ( φ X dZR)≤2の関係を満足して いなかった試験片 50 (番号が B5乃至 B8の試験片 50)は、破断繰返し数が 2. 1万回 以下であることがわかる。
これらの結果から、負荷応力力^ OOMPaの場合においても、曲げ部 56の形状力 0
< φ≤4でかつ（φ X d/R)≤2の関係を両方とも満足する状態に成形されていれ ば、曲げ部 56の破断繰返し数 (疲労寿命）が飛躍的に伸びることがわ力、る。
以上の結果により、熱間で曲げカ卩ェして熱処理した 500MPa以上の応力下で使用 される中実のスタビライザー 10において、曲げ部 16の偏平率 φと、曲げ加工前の素 材径 dと、曲げ部 16の曲げ半径 Rとの関係力 0< φ≤4でかつ X d/R)≤2を 両方とも満足すれば、耐久性の優れたスタビライザー 10が得られることが確認され、 本発明の有効性が確認された。
このように、本車両用高応力スタビライザー 10では、曲げ部 16の疲労寿命が長くなり 、耐久性が向上する。
なお、上記実施の形態では、車両用高応力スタビライザー 10の曲げ部 16の形状と 疲労寿命との関係について説明したが、車両用高応力スタビライザー 10では、曲げ 部 18、 20の形状も 0く φ≤4、でかつ、 ( φ X d/R)≤ 2の関係が成り立つ状態に成 形されているものである。
符号の説明
10車両用高応力スタビライザー
12トーシヨン部
14アーム部
16曲げ部
18曲げ部
20曲げ部
22ツールマーク
R曲げ半径
d素材径
dl短径
d2長径
Φ 偏平率
50試験片
52トーシヨン部
54アーム部
56曲げ部

Claims

請求の範囲
[1] 中実の丸棒鋼材を曲げカ卩ェして成形された車両用高応力スタビライザーであって、 前記中実の丸棒鋼材の素材径を d、前記曲げ部の曲げ半径を R、前記曲げ部の断 面の短径を dl、前記曲げ部の断面の長径を d2、前記曲げ部の断面の偏平率 φを φ = (d2_dl) /d2 X 100とするとさ、
0 < φ≤4、でかつ、 ( φ X d/R)≤2
の関係が成り立つ状態に、前記曲げ部を成形した、
ことを特徴とする車両用高応力スタビライザー。
[2] 前記車両用高応力スタビライザーは、 500MPa以上の応力下で使用される、
ことを特徴とする請求項 1記載の車両用高応力スタビライザー。
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