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WO2018179321A1 - 自動車の衝撃吸収部材およびサイドメンバー - Google Patents

自動車の衝撃吸収部材およびサイドメンバー Download PDF

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Publication number
WO2018179321A1
WO2018179321A1 PCT/JP2017/013566 JP2017013566W WO2018179321A1 WO 2018179321 A1 WO2018179321 A1 WO 2018179321A1 JP 2017013566 W JP2017013566 W JP 2017013566W WO 2018179321 A1 WO2018179321 A1 WO 2018179321A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
side end
collision
vehicle
collision side
absorbing member
Prior art date
Application number
PCT/JP2017/013566
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
豊 三日月
栄志 磯貝
誠也 石井
Original Assignee
新日鐵住金株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 新日鐵住金株式会社 filed Critical 新日鐵住金株式会社
Priority to CA3056192A priority Critical patent/CA3056192A1/en
Priority to RU2019130392A priority patent/RU2019130392A/ru
Priority to PCT/JP2017/013566 priority patent/WO2018179321A1/ja
Priority to JP2017529109A priority patent/JP6183579B1/ja
Priority to BR112019016801A priority patent/BR112019016801A2/pt
Priority to CN201780088844.8A priority patent/CN110475706B/zh
Priority to EP17903256.0A priority patent/EP3604086B1/en
Priority to US16/496,340 priority patent/US10981601B2/en
Priority to KR1020197028239A priority patent/KR102257663B1/ko
Priority to MX2019011293A priority patent/MX2019011293A/es
Publication of WO2018179321A1 publication Critical patent/WO2018179321A1/ja

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    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D21/00—Understructures, i.e. chassis frame on which a vehicle body may be mounted
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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    • B62D21/157—Understructures, i.e. chassis frame on which a vehicle body may be mounted having impact absorbing means, e.g. a frame designed to permanently or temporarily change shape or dimension upon impact with another body for side impacts
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
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    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D21/00—Understructures, i.e. chassis frame on which a vehicle body may be mounted
    • B62D21/15—Understructures, i.e. chassis frame on which a vehicle body may be mounted having impact absorbing means, e.g. a frame designed to permanently or temporarily change shape or dimension upon impact with another body
    • B62D21/152—Front or rear frames
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    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
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    • B62D25/00—Superstructure or monocoque structure sub-units; Parts or details thereof not otherwise provided for
    • B62D25/08—Front or rear portions
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D25/00—Superstructure or monocoque structure sub-units; Parts or details thereof not otherwise provided for
    • B62D25/20—Floors or bottom sub-units

Definitions

  • the present invention relates to an impact absorbing member for automobiles such as passenger cars and trucks. Specifically, the present invention relates to an impact absorbing member for absorbing energy at the time of automobile collision.
  • the mainstream car body is a monocoque structure.
  • the monocoque structure is usually a structure in which a steel plate is press-formed into a part having a flange called a hat part, and then the flange parts are assembled into a box shape by spot welding or the like, and the plurality of box-like parts are joined together. It has become.
  • structural members such as side members and side sills as shown in FIG. 1 are required to have a performance of absorbing an impact at the time of a collision, that is, a so-called impact absorbing performance.
  • a car side member includes a front side member for absorbing a shock at the time of a front collision and a rear side member for absorbing a shock at the time of a rear collision.
  • FIG. 2 perspective view
  • FIG. 3 plan view
  • the front side member is configured by connecting a front side member front having an impact absorbing member and a front side member rear having a curved portion connected to the cabin side.
  • the front side member front has a shock absorbing function for absorbing a shock at the time of a frontal collision
  • the front side member rear has a deformation suppressing function that is difficult to be deformed at the time of a collision.
  • FIG. 4 there is a rear side member attached to the right side of the vehicle and a rear side member attached to the left side.
  • the rear side member is configured by joining a rear side member rear having an impact absorbing member and a rear side member front having a curved portion connected to the cabin side.
  • the rear side member front has a deformation suppressing function that hardly deforms at the time of a collision
  • the rear side member rear has an impact absorbing function that absorbs an impact at the time of a rear collision.
  • the “impact absorbing member” in the present specification refers to a member that is buckled by a compressive force at the time of collision and absorbs (relaxes) shock by performing large plastic deformation (for example, axial crushing deformation or bending deformation). . Since the shock absorbing member is greatly plastically deformed at the time of collision, from the viewpoint of securing the passenger space at the time of the collision, the shock absorbing member is at least one of the vehicle outer side in the vehicle length direction and the vehicle outer side in the vehicle width direction with respect to the passenger boarding location. Be placed. In the case of the front side member illustrated in FIG.
  • the straight portion on the front side of the front subframe serving as the attachment portion of the front suspension component, that is, on the vehicle outer side in the vehicle length direction L, is the shock absorbing member.
  • the straight portion located behind the rear subframe serving as the mounting portion for the rear suspension component, that is, on the vehicle outer side in the vehicle length direction L is the shock absorbing member. It is.
  • the side member has a bent portion
  • the straight portion located on the vehicle outer side in the vehicle length direction than the bent portion is the shock absorbing member.
  • the shape of the “straight portion” ridge is not limited to a strict straight shape that does not bend in the vehicle length direction L, but includes a substantially straight shape.
  • the “impact absorbing member” in this specification does not include a crash box that may be provided at the front end portion of the front side member or the rear end portion of the rear side member.
  • Conventional shock absorbing members include those described in Patent Documents 1 to 3.
  • Patent Document 1 discloses a technique in which a plurality of beads are arranged with a half-pitch shift on each of an outer panel and an inner panel constituting a front side member of an automobile. By providing such a bead, a bellows-like axial crushing deformation is generated from each of the plurality of beads when an impact load is applied. In Patent Document 1, this improves the impact absorption performance.
  • Patent Document 2 discloses a technique for providing stress concentration facilitating means in a portion opposite to the vertical direction of a stress concentration portion, which is a starting point of bending when an impact load is applied, in a chassis offset frame for trucks in order to enhance shock absorption performance. Is disclosed.
  • Patent Document 2 by providing such a stress concentration facilitating means, the stress value in the vicinity of the folding start point is made substantially constant, and the Z-shaped folding is suppressed.
  • the bellows-like axial crushing deformation is generated between the fold starting points, thereby improving the impact absorbing performance.
  • Patent Document 3 includes a front member that extends in the vehicle length direction, a middle member that is bent from the rear end of the front member and extends rearward, and a rear member that extends rearward from the rear end of the middle member.
  • a configured side member is disclosed.
  • the vehicle structure to which the side member of Patent Document 3 is attached is a so-called cabover in which a part of the floor panel bulges upward, the engine is accommodated in the internal space, and a passenger seat is disposed above the engine. This is a type of vehicle structure.
  • the impact absorbing member of the side member described in Patent Document 3 is a front member.
  • the shape of the shock absorbing member is built according to the shape of the vehicle body, but the impact absorbing member such as the side member that extends in the vehicle length direction does not collide with the position of the collision side end as viewed from the vehicle length direction. Some have different side end positions.
  • the “collision side end portion” refers to an end portion that is relatively positioned on the vehicle outer side in the vehicle length direction among both end portions of the impact absorbing member extending in the vehicle length direction.
  • the “non-collision side end portion” refers to an end portion that is relatively located inside the vehicle in the vehicle length direction.
  • the “collision side end” when the impact absorbing member is used as the front side member is an end on the front side in the vehicle length direction.
  • the “collision side end” when the shock absorbing member is used as the rear side member is an end on the rear side in the vehicle length direction.
  • the “position of the collision side end” in this specification refers to the position of the center of gravity (centroid) of the collision side end as viewed from the vehicle length direction L.
  • the position of the non-collision side end refers to the position of the center of gravity (centroid) of the non-collision side end as viewed from the vehicle length direction L.
  • FIG. 7 is a plan view showing an impact absorbing member of a front side member (left side) having a shape as shown in FIG.
  • the collision side end E is offset from the non-collision side end E ′ by the displacement W 0 to the vehicle outer side in the vehicle width direction W.
  • the impact absorbing member 51 includes a hat channel-shaped outer member 52 and an inner member 53.
  • the outer member 52 and the inner member 53 have the same cross-sectional shape from the collision side end E to the non-collision side end E ′, and the length in the vehicle width direction W in each cross section.
  • the length in the vertical direction V is also equal.
  • the bending moment M is higher at the non-collision side end E ′ than at the collision side end E. That is, a high compressive stress is generated in the vehicle outer side portion in the vehicle width direction W of the non-collision side end portion E ′ of the shock absorbing member 51 to induce bending deformation.
  • a tensile stress in the vehicle length direction L is generated in the vehicle inner side portion of the shock absorbing member 51 in the vehicle width direction W, so that the vehicle inner side in the vehicle width direction W is less likely to buckle. That is, the impact absorbing member 51 as shown in FIG. 7 is easily deformed when an impact load is input, and stable axial crushing deformation hardly occurs, so that the impact absorbing performance cannot be sufficiently improved.
  • Patent Document 1 is intended for an impact absorbing member in which the collision side end and the non-collision side end have the same position in the vehicle width direction. For this reason, when the technique of Patent Document 1 is applied to the shock absorbing member having a shape as shown in FIG. 7, bending mode deformation occurs at the non-collision side end at the initial stage of the collision from the front, and the shock absorbing member There is a possibility that the impact absorbing performance that is aimed at cannot be obtained.
  • Patent Document 2 can be applied to an impact absorbing member in which the positions of the collision side end and the non-collision side end are different from each other when viewed from the vehicle length direction.
  • the technique of Patent Document 2 is a technique for generating a bellows-like axial crushing deformation between the folding start points, it is limited to the case where there are a plurality of folding starting points when the effect of improving the impact absorbing performance is obtained.
  • the front member which is a shock absorbing member of Patent Document 3
  • a shock absorbing member having a shape as shown in FIG. 7 when the impact load is input, the portion of the front member outside the vehicle in the vehicle width direction is used. High compressive stress is generated and bending deformation is induced.
  • a tensile stress in the vehicle length direction is generated in the vehicle inner side portion of the front member in the vehicle width direction, so that the vehicle inner side in the vehicle width direction is less likely to buckle. For this reason, the impact absorbing performance cannot be sufficiently improved.
  • the present invention has been made in view of such problems of the prior art, and (a) has a shape extending in the vehicle length direction and is non-collision with the collision side end portion as viewed from the vehicle length direction.
  • the shock absorbing member having different side end positions (for example, the position in the vehicle width direction and the position in the vertical direction), (b) suppressing deformation in the bending mode at the non-collision side end, and (c) the collision side end It is an object to stably generate a bellows-shaped axial crushing mode deformation in a portion.
  • the present invention that solves the above-mentioned problems is an impact that extends in the vehicle length direction of an automobile and is offset so that both end portions in the vehicle length direction are different from each other when viewed from the vehicle length direction.
  • An absorbent member comprising a hat-shaped outer member and an inner member coupled to each other at a flange portion, and the inner member from the center of gravity of a cut surface perpendicular to the vehicle length direction of the outer member and the inner member and the offset direction of the length G in the to the top of, when the ratio of the length G out of the offset direction from the center of gravity of ⁇ section to the top of the outer member (G in / G out) is defined as the center of gravity ratio
  • the position seen from the vehicle length direction of the both ends is frontward from the end side offset to the vehicle outer side toward the end side offset to the vehicle inner side. Is characterized in that the center of gravity ratio increases.
  • Another aspect of the present invention is an impact absorbing member that extends in the vehicle length direction of an automobile and is offset so that both end portions in the vehicle length direction are different from each other when viewed from the vehicle length direction.
  • the ratio of in to the hat height H out of the outer member H in / H out
  • the hat height ratio increases from the end side toward the end side offset to the vehicle inner side.
  • a side member of an automobile comprising: a member having the above-described shock absorbing member; and a deformation suppressing member having a curved portion connected to the cabin side. It is said.
  • the shock absorbing performance of the shock absorbing member can be improved.
  • FIG. 8 is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG.
  • FIG. 8 is a sectional view taken along line BB in FIG.
  • FIG. 13 is a sectional view taken along line BB in FIG.
  • CC sectional drawing in FIG. It is a figure which shows the stress distribution figure at the time of the impact load input in the impact-absorbing member (front left side) which concerns on the 1st Embodiment of this invention.
  • FIG. 18 is a cross-sectional view taken along the line BB in FIG. It is CC sectional drawing in FIG. It is a figure which shows the stress distribution figure at the time of the impact load input in the impact-absorbing member (front left side) which concerns on the 2nd Embodiment of this invention. It is a top view which shows schematic shape of the front side member which concerns on the 3rd Embodiment of this invention. It is a top view which shows schematic shape of the impact-absorbing member (front left side) which concerns on the 3rd Embodiment of this invention.
  • FIG. 24 is a sectional view taken along line BB in FIG.
  • CC sectional drawing in FIG. It is a figure which shows the stress distribution figure at the time of the impact load input in the impact-absorbing member (front left side) which concerns on the 3rd Embodiment of this invention.
  • FIG. 29 is a sectional view taken along line BB in FIG. 28.
  • FIG. 34 is a sectional view taken along line BB in FIG.
  • CC sectional drawing in FIG. It is a figure which shows the stress distribution map at the time of the impact load input in the impact-absorbing member (rear left side) which concerns on the 5th Embodiment of this invention.
  • FIG. 34 is a sectional view taken along line BB in FIG.
  • FIG. 34 is a figure which shows the stress distribution map at the time of the impact load input in the impact-absorbing member (rear left side) which concerns on the 5th Embodiment of this invention.
  • It is a top view which shows the verification model of the Example of this invention in impact load input simulation.
  • the impact absorbing member exemplified in the first embodiment is an impact absorbing member of a front side member (left side) having a shape as shown in FIG.
  • the impact absorbing member 1 in the first embodiment has a shape in which the collision side end E is offset from the non-collision side end E ′ by the displacement W 0 in the vehicle width direction W. It has become.
  • the front left side shock absorbing member 1 is illustrated.
  • the front right side shock absorbing member 1 for example, the front left side shock absorbing member 1 is reversed left and right when viewed from the vehicle length direction L. The one with the shape is applied.
  • the impact absorbing member 1 includes an outer member 2 and an inner member 3. As shown in FIGS. 13 to 15, both the outer member 2 and the inner member 3 have a so-called hat shape that is perpendicular to the vehicle length direction L and project in the vertical direction V. Flange portions 2a and 3a are formed. The outer member 2 and the inner member 3 are joined with the surfaces of the flange portions 2a and 3a being combined. Thereby, the shock absorbing member 1 has a closed cross-sectional shape when viewed from the vehicle length direction L. Also, as shown in FIG. 12, the outer member 2 and the inner member 3 have the outer member 2 and the inner member 3 when viewed from the direction in which the flange portions 2a and 3a protrude (vertical direction V in the first embodiment).
  • the coupling surface J is formed in a straight line.
  • the coupling surface of the outer member 2 and the inner member 3 may be simply referred to as “coupling surface J”.
  • spot welding is normally used as a method for joining the flange portion 2a of the outer member 2 and the flange portion 3a of the inner member 3
  • other joining methods such as laser welding, arc welding, and seam welding may be used.
  • the vehicle width direction length W out (also referred to as a hat height H out) from the top 2b of the outer member 2 to the coupling surface J. ) Is longer than the vehicle width direction length W in (also referred to as hat height H in ) from the top 3b of the inner member 3 to the coupling surface J.
  • the vehicle width direction length W out from the top 2b of the outer member 2 to the coupling surface J becomes shorter from the collision side end E toward the non-collision side end E ′. Yes.
  • the vehicle width direction length W in from the top portion 3b to the coupling surface J of the inner member 3 is longer as the collision-side end portion E closer to the non-collision-side end E '.
  • the vehicle width direction length W out ′ from the top 2 b of the outer member 2 to the coupling surface J is from the top 3 b of the inner member 3 to the coupling surface J. It is shorter than the vehicle width direction length W in '.
  • top portion of the outer member refers to a direction (for example, the first embodiment) perpendicular to the flange protruding direction (for example, the vertical direction V in the first embodiment) of the outer member 2 when viewed from the vehicle length direction L. Then, it refers to a portion farthest from the flange portion 2a in the vehicle width direction W).
  • top portion of the inner member refers to a portion of the inner member 3 that is farthest from the flange portion 3a in the direction perpendicular to the flange protruding direction when viewed from the vehicle length direction L.
  • the ratio of the hat height H in of the inner member 3 and the hat height H out of the outer member 2 (hereinafter referred to as the hat height ratio H in / H out ) is non-collision from the collision side end E. It gradually increases toward the side end E ′.
  • the increase rate of the hat height ratio H in / H out in the direction from the collision side end E toward the non-collision side end E ′ can be arbitrarily set.
  • the sum of the hat heights H in and H out is made constant, and the increase rate of the hat height ratio H in / H out is made constant.
  • the shape of the flange (joint surface J) viewed from the direction in which the flange protrudes is a straight line
  • the impact absorbing member 1 can be formed by the outer member 2 and the inner member 3 having a simple shape.
  • the increase rate of the hat height ratio H in / H out is hat height ratio H in / H out of A at a collision-side end portion E, hat high ratio of non-collision-side end E 'H in / H out (B ⁇ A) / L1 where B is the length of the shock absorbing member 1 in the vehicle length direction L and L1.
  • the increase rate of the hat height ratio (H in / H out ) is preferably 0.033 or more. Thereby, the shock absorbing performance of the shock absorbing member 1 can be improved.
  • the center of gravity G at the non-collision side end E ′ of the cut surface perpendicular to the vehicle length direction L is greater than the vehicle width with respect to the center of gravity G 0 at the collision side end E.
  • the vehicle moves toward the vehicle outer side in the vehicle width direction W.
  • the position of the center of gravity G of the shock absorbing member 1 moves from the position of the center of gravity G 0 of the collision side end E to the vehicle as it approaches the non-collision side end E ′ from the collision side end E.
  • the vehicle moves outward in the width direction W. Note that in FIG. 14 and FIG. 15 shows the position of the center of gravity G 0 in collision-side end portion E shown in FIG. 13 by a dotted line.
  • the shock absorbing member 1 of the first embodiment is such that the position of the center of gravity moves to the vehicle outer side in the vehicle width direction W from the collision side end E to the non-collision side end E ′. It has a shape. Accordingly, when it is assumed that the bending moment M is constant in the vehicle length direction L, the shock absorbing member 1 generated at the collision side end E by the bending moment M as shown in the stress distribution diagram shown in FIG.
  • the tensile stress inside the vehicle in the vehicle width direction W is smaller than the tensile stress generated at the non-collision side end E ′. That is, the position of the center of gravity of the cut surface perpendicular to the vehicle length direction L does not change from the collision side end E to the non-collision side end E ′ as shown in FIGS. 8 to 10, and the stress distribution as shown in FIG.
  • the tensile stress inside the vehicle in the vehicle width direction W of the shock absorbing member 1 at the collision side end E becomes smaller. As a result, the situation in which the vehicle inner side in the vehicle width direction W at the collision side end E is less likely to buckle is improved, and axial crushing deformation is easily induced.
  • the compressive stress on the vehicle outer side in the vehicle width direction W of the impact absorbing member 1 generated at the non-collision side end E ′ due to the bending moment M is smaller than the compressive stress generated at the collision side end E.
  • the vehicle outer side in the vehicle width direction W of the shock absorbing member 1 at the non-collision side end E ′ is compressed more than the vehicle outer side in the vehicle width direction W of the conventional shock absorbing member 51 at the non-collision side end E ′.
  • the one-dot chain line in FIG. 16 is a neutral axis N connecting the centers of gravity of the cut surfaces perpendicular to the vehicle length direction L from the collision side end E to the non-collision side end E ′.
  • the shock absorption is configured such that the position of the center of gravity in the cut surface perpendicular to the vehicle length direction L moves from the collision side end E to the non-collision side end E ′ to the vehicle outer side in the vehicle width direction W. If it is the member 1, while being able to generate stably the axial crushing deformation
  • the tensile stress inside the vehicle in the vehicle width direction W of the shock absorbing member 1 at the collision side end E and the compressive stress outside the vehicle in the vehicle width direction W of the shock absorbing member 1 at the non-collision side end E ′ By reducing the difference, it is possible to stably generate the axial crushing deformation of the collision side end portion E and to suppress the bending deformation of the non-collision side end portion E ′.
  • the direction length Wout and the vehicle width direction length Wout ′ from the top 2b of the outer member 2 to the coupling surface J at the non-collision side end E ′ satisfy Wout ⁇ Wout ′ ⁇ 2.8. Is preferred.
  • the tensile stress in the vehicle length direction L on the vehicle inner side in the vehicle width direction W of the collision side end E and the compressive stress in the vehicle length direction L on the vehicle outer side in the vehicle width direction W of the non-collision side end E ′. Can be made sufficiently small, and the impact absorption performance can be improved compared to the case where W out ⁇ W out ′ ⁇ 2.8.
  • a more preferable relationship between W out and W out ′ is W out ⁇ W out ′ ⁇ 3.
  • W out ′ preferably satisfies W out ′ ⁇ 8 mm.
  • W out ′ preferably satisfies W out ′ ⁇ 8 mm.
  • the impact absorbing member 1 satisfies W out ⁇ W out ′ ⁇ 3 and satisfies W out ′ ⁇ 10 mm, the impact absorbing performance can be further improved.
  • the length L1 of the impact absorbing member 1 in the vehicle length direction L is in the range of 300 mm ⁇ L1 ⁇ 650 mm, and the collision side end E and the non-collision side end It is preferable that the ratio of the offset amount W 0 and L 1 in the vehicle width direction W of the part E ′ satisfies 0.017 ⁇ W 0 / L 1 ⁇ 0.087. In the range of L1 ⁇ 300 mm or W 0 /L1 ⁇ 0.017, the effect of suppressing the moment of bending the non-collision side end E ′ is small, and the effect of suppressing the bending deformation of the non-collision side end E ′ is small.
  • a more preferable numerical range of the length L1 of the shock absorbing member 1 in the vehicle length direction L is 400 mm ⁇ L1 ⁇ 600 mm. Furthermore, more preferable range of the ratio of the offset amount W 0 and L1 in the vehicle width direction W of the collision-side end E the non-collision-side end E 'is 0.035 ⁇ W 0 /L1 ⁇ 0.070.
  • the shock absorbing member of the second embodiment is also a front side member (left side) shock absorbing member as in the first embodiment. Further, the impact absorbing member 1 of the second embodiment as shown in FIGS. 17 to 20, the collision-side end E with respect to the non-collision-side end E ', the displacement in the vehicle outer side in the vehicle width direction W W 0 This is the same as the first embodiment in that it is offset by only.
  • the shape of the shock absorbing member 1 is different from that of the first embodiment. More specifically, in the first embodiment shown in FIGS. 12 to 15, the inner member 3 has a hat shape in which the flange portion 3a is formed on the rectangular cross-section member. In the second embodiment, The inner member 3 has a hat shape in which the flange portion 3a is formed on the polygonal cross-sectional member.
  • the shock absorbing member 1 of the second embodiment is similar to the first embodiment, as the vehicle of the outer member 2 approaches the non-collision side end E ′ from the collision side end E.
  • the length in the width direction is shortened, and the length in the vehicle width direction of the inner member 3 is increased.
  • the center of gravity at the non-collision side end E ′ is the flange in the shock absorbing member 1 in the vehicle width direction W with respect to the center of gravity at the collision side end E.
  • the vehicle moves to the vehicle outer side in the vehicle width direction W.
  • the position of the center of gravity G of the impact absorbing member 1 is moved closer to the non-collision side end E ′ from the collision side end E, and the center of gravity G 0 of the collision side end E is reached. From the position to the vehicle outer side in the vehicle width direction W.
  • FIG. 19 and FIG. 20 shows the position of the center of gravity G 0 in collision-side end portion E shown in FIG. 18 by a dotted line.
  • the bending moment M is constant with respect to the vehicle length direction L.
  • the tensile stress inside the vehicle in the vehicle width direction W generated at the collision side end E by the bending moment M is smaller than the tensile stress generated at the non-collision side end E ′.
  • the compressive stress on the vehicle outer side in the vehicle width direction W generated at the non-collision side end E ′ due to the bending moment M becomes smaller than the compressive stress generated at the collision side end E.
  • the shock absorbing member 1 of the second embodiment can stably prevent the crushing deformation of the collision-side end E while suppressing the bending deformation of the non-collision-side end E ′. Can be generated. Thereby, it is possible to improve the shock absorbing performance.
  • 21 is a neutral axis N that connects the centers of gravity of the cut surfaces perpendicular to the vehicle length direction L from the collision side end E to the non-collision side end E ′.
  • the shock absorption is configured such that the position of the center of gravity in the cut surface perpendicular to the vehicle length direction L moves from the collision side end E to the non-collision side end E ′ to the vehicle outer side in the vehicle width direction W. If it is the member 1, while being able to generate stably the axial crushing deformation
  • the tensile stress inside the vehicle in the vehicle width direction W of the shock absorbing member 1 at the collision side end E and the compressive stress outside the vehicle in the vehicle width direction W of the shock absorbing member 1 at the non-collision side end E ′ By reducing the difference, it is possible to stably generate the axial crushing deformation of the collision side end portion E and to suppress the bending deformation of the non-collision side end portion E ′.
  • the shock absorbing member exemplified in the third embodiment is a front side member (left side) shock absorbing member having a shape as shown in FIG.
  • the impact absorbing member 1 in the third embodiment has a shape in which the collision side end E is offset from the non-collision side end E ′ by the displacement W 0 in the vehicle width direction W. It has become.
  • 23 exemplifies the front left side shock absorbing member 1, but the front right side shock absorbing member 1 is reversed left and right when viewed from the vehicle length direction L, for example. The one with the shape is applied.
  • the impact absorbing member 1 includes an outer member 2 and an inner member 3. As shown in FIGS. 24 to 26, both the outer member 2 and the inner member 3 have a so-called hat shape in the shape of the cut surface perpendicular to the vehicle length direction L as in the first embodiment. And flanges 2a and 3a projecting in the vertical direction V are formed. The outer member 2 and the inner member 3 are joined with the surfaces of the flange portions 2a and 3a being combined. As shown in FIG. 23, the outer member 2 and the inner member 3 have a joint surface J that is straight when viewed from the direction in which the flange portions 2a and 3a protrude (vertical direction V in the second embodiment). It is formed as follows.
  • the vehicle width direction length W out from the top 2b of the outer member 2 to the coupling surface J in the cross section viewed from the vehicle length direction L of the collision side end E. (also referred to as hat height H out) is shorter than the vehicle width direction length W in from the top portion 3b of the inner member 3 to the coupling surface J (also called hat height H in).
  • the length in the vehicle width direction from the top 2b of the outer member 2 to the coupling surface J becomes longer from the collision side end E to the non-collision side end E ′.
  • the length in the vehicle width direction from the top 3b of the inner member 3 to the coupling surface J becomes shorter as it approaches the non-collision side end E ′ from the collision side end E.
  • the vehicle width direction length W out ′ from the top 2b of the outer member 2 to the coupling surface J is from the top 3b of the inner member 3 to the coupling surface J. It is longer than the vehicle width direction length W in '.
  • the bending moment M generated in the impact absorbing member 1 at the time of a frontal collision is a reverse moment to the bending moment M generated in the impact absorbing member 1 of the first embodiment shown in FIG.
  • the impact-absorbing member 1 of 3rd Embodiment is bent in the vehicle inner side of the vehicle width direction W.
  • the center of gravity at the non-collision side end E ′ is the position of the flanges 2a and 3a in the shock absorbing member 1 in the vehicle width direction W with respect to the center of gravity at the collision side end E.
  • the vehicle moves in the vehicle width direction W. Therefore, as shown in FIGS. 24 to 26, the center of gravity G of the impact absorbing member 1 is located closer to the non-collision side end E ′ from the collision side end E as the center of gravity G 0 of the collision side end E is increased. From the position to the vehicle inner side in the vehicle width direction W. Note that in FIG. 25 and FIG. 26 shows the position of the center of gravity G 0 in collision-side end portion E shown in FIG. 24 by a dotted line.
  • the bending moment M is constant with respect to the vehicle length direction L.
  • the tensile stress generated on the vehicle outer side in the vehicle width direction W at the collision side end E by the bending moment M is smaller than the tensile stress generated at the non-collision side end E ′.
  • the compressive stress generated on the vehicle inner side in the vehicle width direction W at the non-collision side end E ′ by the bending moment M becomes smaller than the compressive stress generated at the collision side end E.
  • the position of the center of gravity of the cut surface perpendicular to the vehicle length direction L does not change from the collision side end E to the non-collision side end E ′ as shown in FIGS. 8 to 10, and the stress distribution as shown in FIG.
  • the conventional shock absorbing member it is possible to suppress the induction of bending deformation at the non-collision side end E ′, and the vehicle outer side in the vehicle width direction W at the collision side end E is less likely to buckle.
  • the situation can also improve. That is, when the collision side end E is located on the vehicle inner side in the offset direction (vehicle width direction W in the third embodiment) with respect to the non-collision side end E ′, the shock absorbing member as in the third embodiment.
  • a one-dot chain line in FIG. 27 is a neutral axis N that connects the centers of gravity of the cut surfaces perpendicular to the vehicle length direction L from the collision side end E to the non-collision side end E ′.
  • the third implementation is performed.
  • the position of the center of gravity of the cut surface perpendicular to the vehicle length direction L moves to the vehicle inner side in the vehicle width direction W from the collision side end E to the non-collision side end E ′. If it is the member 1, while being able to generate stably the axial crushing deformation
  • the tensile stress on the vehicle outer side in the vehicle width direction W of the shock absorbing member 1 at the collision side end E and the compressive stress on the vehicle inner side in the vehicle width direction W of the shock absorbing member 1 at the non-collision side end E ′ By reducing the difference, it is possible to stably generate the axial crushing deformation of the collision side end portion E and to suppress the bending deformation of the non-collision side end portion E ′.
  • the coupling surface extends from the top 3b of the inner member 3 at the collision side end E.
  • the vehicle width direction length W in to J and the vehicle width direction length W in ′ from the top 3b of the inner member 3 to the coupling surface J at the non-collision side end E ′ are W in ⁇ W in ′ ⁇ 2. .8 is preferably satisfied.
  • W in and W in 'more preferred relationship is, W in ⁇ W in' is a ⁇ 3.
  • W in ' is, W in' it is preferable to satisfy a ⁇ 8mm.
  • strength of the inner member 3 can be enlarged.
  • W in can be suppressed bending deformation of ' ⁇ non-collision-side end portion E than in the case of 8 mm', the shock absorbing performance can be improved.
  • W in ' more preferably in the range of, W in' is ⁇ 10mm.
  • W in ⁇ W in 'meets ⁇ 3 and, W in' ⁇ 10mm can be further improved impact absorbing performance if the impact absorbing member 1 satisfying.
  • the length L1 of the impact absorbing member 1 in the vehicle length direction L is in the range of 300 mm ⁇ L1 ⁇ 650 mm, and the collision side end E and the non-collision side end It is preferable that the ratio of the offset amount W 0 and L 1 in the vehicle width direction W of the part E ′ satisfies 0.017 ⁇ W 0 / L 1 ⁇ 0.087. In the range of L1 ⁇ 300 mm or W 0 /L1 ⁇ 0.017, the effect of suppressing the moment of bending the non-collision side end E ′ is small, and the effect of suppressing the bending deformation of the non-collision side end E ′ is small.
  • a more preferable numerical range of the length L1 of the shock absorbing member 1 in the vehicle length direction L is 400 mm ⁇ L1 ⁇ 600 mm. Furthermore, more preferable range of the ratio of the offset amount W 0 and L1 in the vehicle width direction W of the collision-side end E the non-collision-side end E 'is 0.035 ⁇ W 0 /L1 ⁇ 0.070.
  • the shock absorbing member of the front side member is taken as an example to describe the embodiment of the present invention.
  • the shock absorbing member of the rear side member is taken as an example.
  • the embodiment will be described.
  • the shock absorbing member exemplified in the fourth embodiment is a rear side member (left side) shock absorbing member having a shape as shown in FIG.
  • the impact absorbing member 1 in the fourth embodiment has a shape in which the collision side end E is offset from the non-collision side end E ′ by the displacement V 0 toward the vehicle inner side in the vertical direction V. ing.
  • the rear left side shock absorbing member 1 is illustrated, but the rear right side shock absorbing member 1 has, for example, a left-right inverted shape when viewed from the vehicle length direction L. Things apply.
  • the impact absorbing member 1 includes an outer member 2 and an inner member 3. As shown in FIGS. 29 to 31, both the outer member 2 and the inner member 3 have a so-called hat shape in the shape of a cut surface perpendicular to the vehicle length direction L. Projecting flange portions 2a and 3a are formed. The outer member 2 and the inner member 3 are joined with the surfaces of the flange portions 2a and 3a being combined. Thereby, the shock absorbing member 1 has a closed cross-sectional shape when viewed from the vehicle length direction L. Further, as shown in FIG. 28, the outer member 2 and the inner member 3 have a joint surface J that is straight when viewed from the direction in which the flange portions 2a and 3a protrude (vehicle width direction W in the fourth embodiment). It is formed to become.
  • the vertical length V out from the top 2b of the outer member 2 to the coupling surface J (also referred to as a hat height H out ). However, it is shorter than the vertical length V in (also referred to as hat height H in ) from the top 3b of the inner member 3 to the coupling surface J. As shown in FIG. 29 to FIG. 31, the vertical length from the top 2b of the outer member 2 to the coupling surface J becomes longer from the collision side end E to the non-collision side end E ′.
  • the length in the vertical direction from the top 3b of the inner member 3 to the coupling surface J becomes shorter as it approaches the non-collision side end E ′ from the collision side end E.
  • the vertical length V out ′ from the top 2b of the outer member 2 to the coupling surface J is from the top 3b of the inner member 3 to the coupling surface J. Is longer than the vertical length V in ′.
  • the center of gravity at the non-collision side end E ′ is the position of the flange portions 2a and 3a in the shock absorbing member 1 in the vertical direction V with respect to the center of gravity at the collision side end E.
  • the vehicle moves to the vehicle interior side in the vertical direction V.
  • the position of the center of gravity G of the impact absorbing member 1 is moved closer to the non-collision side end E ′ from the collision side end E as the center of gravity G 0 of the collision side end E. It moves to the vehicle inner side of the vertical direction V from the position.
  • FIG. 30 and FIG. 31 shows the position of the center of gravity G 0 in collision-side end portion E shown in FIG. 29 by a dotted line.
  • the shock absorbing member 1 of the fourth embodiment is such that the position of the center of gravity moves toward the vehicle inner side in the vertical direction V from the collision side end E to the non-collision side end E ′. It has a shape. Accordingly, when it is assumed that the bending moment M is constant in the vehicle length direction L, the shock absorbing member 1 generated at the collision side end E by the bending moment M as shown in the stress distribution diagram shown in FIG.
  • the tensile stress on the vehicle outer side in the vertical direction V becomes smaller than the tensile stress generated at the non-collision side end E ′.
  • the compressive stress on the vehicle interior side in the vertical direction V generated by the bending moment M at the non-collision side end E ′ is smaller than the compression stress generated at the collision side end E.
  • the position of the center of gravity of the cut surface perpendicular to the vehicle length direction L does not change from the collision side end E to the non-collision side end E ′ as shown in FIGS. 8 to 10, and the stress distribution as shown in FIG.
  • the axial crushing deformation of the collision side end E can be stably generated while suppressing the bending deformation of the non-collision side end E ′. Thereby, it is possible to improve the shock absorbing performance.
  • 32 is a neutral axis N connecting the centers of gravity of the cut surfaces perpendicular to the vehicle length direction L, from the collision side end E to the non-collision side end E ′.
  • the shock absorbing member 1 is configured such that the position of the center of gravity on the cut surface perpendicular to the vehicle length direction L moves from the collision side end E to the non-collision side end E ′ to the vehicle inner side in the vertical direction V. Then, the axial crushing deformation of the collision side end E can be stably generated, and the bending deformation of the non-collision side end E ′ can be suppressed.
  • the difference between the tensile stress outside the vehicle in the vertical direction V of the shock absorbing member 1 at the collision side end E and the compressive stress inside the vehicle in the vertical direction V of the shock absorbing member 1 at the non-collision side end E ′ By making it small, the axial crushing deformation of the collision side end E can be generated stably, and the bending deformation of the non-collision side end E ′ can be suppressed.
  • the joint surface J extends from the top 3b of the inner member 3 at the collision side end E.
  • the vertical length V in up, 'vertical length V in from the top portion 3b of the inner member 3 in the up coupling surface J' non-collision-side end portion E is a V in ⁇ V in ' ⁇ 2.8 It is preferable to satisfy.
  • V in ′ preferably satisfies V in ′ ⁇ 8 mm.
  • strength of the inner member 3 can be enlarged.
  • V in 'more preferably in the range of, V in' is ⁇ 10mm.
  • the impact absorbing member 1 satisfies V in ⁇ V in ′ ⁇ 3 and satisfies V in ′ ⁇ 10 mm, the impact absorbing performance can be further improved.
  • the length L1 of the impact absorbing member 1 in the vehicle length direction L is in the range of 300 mm ⁇ L1 ⁇ 650 mm, and the collision side end E and the non-collision side end It is preferable that the ratio of the offset amount V 0 and L 1 in the vertical direction V of the portion E ′ satisfies 0.017 ⁇ V 0 / L 1 ⁇ 0.087. In the range of L1 ⁇ 300 mm or V 0 /L1 ⁇ 0.017, the effect of suppressing the moment for bending the non-collision side end E ′ is small, and the effect of suppressing the bending deformation of the non-collision side end E ′ is small.
  • a more preferable numerical range of the length L1 of the shock absorbing member 1 in the vehicle length direction L is 400 mm ⁇ L1 ⁇ 600 mm. Furthermore, more preferable range of the ratio of the offset amount V 0 and L1 in the vertical direction V of the collision-side end E the non-collision-side end E 'is 0.035 ⁇ V 0 /L1 ⁇ 0.070.
  • the shock absorbing member of the fifth embodiment is a shock absorbing member of the rear side member (left side) as in the fourth embodiment.
  • the positional relationship between the collision side end portion E and the non-collision side end portion E ′ is opposite to that of the shock absorbing member of the fourth embodiment. That is, the shock absorbing member of the fifth embodiment has a shape in which the collision side end E is offset from the non-collision side end E ′ by the displacement V 0 in the vertical direction V as shown in FIG. It has become.
  • the impact absorbing member 1 includes an outer member 2 and an inner member 3. As shown in FIGS. 34 to 36, both the outer member 2 and the inner member 3 have a so-called hat shape in the shape of the cut surface perpendicular to the vehicle length direction L as in the fourth embodiment. And flanges 2a and 3a projecting in the vehicle width direction W are formed. The outer member 2 and the inner member 3 are joined with the surfaces of the flange portions 2a and 3a being combined. As shown in FIG. 33, the outer member 2 and the inner member 3 have a joint surface J that is straight when viewed from the direction in which the flange portions 2a and 3a protrude (vehicle width direction W in the fifth embodiment). It is formed to become.
  • the vertical length V out (hat) from the top 2b of the outer member 2 to the coupling surface J in the cross section viewed from the vehicle length direction L of the collision side end E. also referred to as a high H out) is longer than the vertical length V in from the top portion 3b of the inner member 3 to the coupling surface J (also called hat height H in).
  • the vertical length from the top 2b of the outer member 2 to the coupling surface J becomes shorter as it approaches the non-collision side end E ′ from the collision side end E.
  • the vertical length V out ′ from the top 2b of the outer member 2 to the coupling surface J is from the top 3b of the inner member 3 to the coupling surface J. Is shorter than the vertical length V in ′.
  • the bending moment M generated in the shock absorbing member 1 at the time of a rear collision is a reverse moment to the bending moment M generated in the shock absorbing member 1 of the fourth embodiment shown in FIG.
  • the impact-absorbing member 1 of 5th Embodiment is bent to the vehicle outer side of the perpendicular direction V.
  • the center of gravity at the non-collision side end E ′ has a flange portion 2a in the shock absorbing member 1 in the vertical direction V with respect to the center of gravity at the collision side end E.
  • the vehicle moves to the vehicle outer side in the vertical direction V. Therefore, as shown also in FIGS. 34 to 36, the position of the center of gravity G of the shock absorbing member 1 moves from the collision side end E toward the non-collision side end E ′ as the gravity center G 0 of the collision side end E increases. It moves to the vehicle outer side of the vertical direction V from the position.
  • FIGS. 35 and 36 show the position of the center of gravity G 0 in collision-side end portion E shown in FIG. 34 by a dotted line.
  • the bending moment M is constant with respect to the vehicle length direction L.
  • the tensile stress on the vehicle interior side in the vertical direction V generated at the collision side end E by the bending moment M is smaller than the tensile stress generated at the non-collision side end E ′.
  • the compressive stress on the vehicle exterior side in the vertical direction V generated at the non-collision side end portion E ′ by the bending moment M becomes smaller than the compressive stress generated at the collision side end portion E side.
  • a one-dot chain line in FIG. 37 is a neutral axis N connecting the centers of gravity of the cut surfaces perpendicular to the vehicle length direction L from the collision side end E to the non-collision side end E ′.
  • the position of the center of gravity of the cut surface perpendicular to the vehicle length direction L does not change from the collision side end E to the non-collision side end E ′ as shown in FIGS. 8 to 10, and the stress distribution as shown in FIG.
  • the shock absorbing member as in the fifth embodiment. If it is 1, the axial crushing deformation
  • the shock absorbing member 1 is configured such that the position of the center of gravity in the cut surface perpendicular to the vehicle length direction L moves from the collision side end E to the non-collision side end E ′ to the vehicle outer side in the vertical direction V. Then, the axial crushing deformation of the collision side end E can be stably generated, and the bending deformation of the non-collision side end E ′ can be suppressed.
  • the difference between the tensile stress on the vehicle inner side in the vertical direction V of the shock absorbing member 1 at the collision side end E and the compressive stress on the vehicle outer side in the vertical direction V of the shock absorbing member 1 at the non-collision side end E ′ By making it small, the axial crushing deformation of the collision side end E can be generated stably, and the bending deformation of the non-collision side end E ′ can be suppressed.
  • the length in the vertical direction from the top 2b of the outer member 2 to the coupling surface J at the collision side end E when the collision side end E is located outside the vehicle in the vertical direction V with respect to the non-collision side end E ′. and V out is, 'vertical length V out from the top 2b of the outer member 2 at up coupling face J' non-collision-side end E preferably satisfies V out ⁇ V out ' ⁇ 2.8. Accordingly, the difference between the tensile stress in the vehicle length direction L on the vehicle inner side in the vertical direction V of the collision side end E and the compressive stress in the vehicle length direction L on the vehicle outer side in the vertical direction V of the non-collision side end E ′. Can be made sufficiently small, and the shock absorbing performance can be improved as compared with the case where V out ⁇ V out ′ ⁇ 2.8. A more preferable relationship between V out and V out ′ is V out ⁇ V out ′ ⁇ 3.
  • V out ′ preferably satisfies V out ′ ⁇ 8 mm.
  • V out ′ preferably satisfies V out ′ ⁇ 8 mm.
  • the impact absorbing member 1 satisfies V out ⁇ V out ′ ⁇ 3 and satisfies V out ′ ⁇ 10 mm, the impact absorbing performance can be further improved.
  • the length L1 of the impact absorbing member 1 in the vehicle length direction L is in the range of 300 mm ⁇ L1 ⁇ 650 mm, and the collision side end E and the non-collision side end It is preferable that the ratio of the offset amount V 0 and L 1 in the vertical direction V of the portion E ′ satisfies 0.017 ⁇ V 0 / L 1 ⁇ 0.087. In the range of L1 ⁇ 300 mm or V 0 /L1 ⁇ 0.017, the effect of suppressing the moment for bending the non-collision side end E ′ is small, and the effect of suppressing the bending deformation of the non-collision side end E ′ is small.
  • a more preferable numerical range of the length L1 of the shock absorbing member 1 in the vehicle length direction L is 400 mm ⁇ L1 ⁇ 600 mm. Furthermore, more preferable range of the ratio of the offset amount V 0 and L1 in the vertical direction V of the collision-side end E the non-collision-side end E 'is 0.035 ⁇ V 0 /L1 ⁇ 0.070.
  • shock absorbing member in the first to fifth embodiments is as described above, but the shape of the shock absorbing member is not limited to that described in the first to fifth embodiments.
  • the flange portion 2a of the outer member 2 and the flange portion 3a of the inner member 3 are formed so as to protrude outside the closed cross section of the shock absorbing member 1, but the flange portion 2a and 3a may be formed so as to protrude inside the closed section.
  • the outer member 2 and the inner member 3 may be formed so that at least a part of the coupling surface J viewed from the flange protruding direction is curved. That is, in the first to fifth embodiments, the case where the increase rate of the hat height ratio (H in + H out ) is constant is illustrated, but the shapes of the flange portions 2a and 3a viewed from the flange protruding direction are linear.
  • the increase rate of the hat height ratio (H in + H out ) should be 0.033 or more on average.
  • the size in the vehicle width direction W and the size in the vertical direction V of the collision side end E and the non-collision side end E ′ may be different from each other.
  • the top portion 2b of the outer member 2 and the top portion 3b of the inner member 3 have a planar shape, but may have a curved surface portion. .
  • the collision side end E and the non-collision side end E ′ can be improved depending on the offset state. It is important that the position of the center of gravity moves in an appropriate direction from the end E to the non-collision side end E ′.
  • the length G in the offset direction from the center of gravity G of the cut surface to the top 3b of the inner member 3 is defined as the “center of gravity ratio”.
  • the collision side end portion E is located on the “vehicle outside” in the offset direction with respect to the non-collision side end portion E ′, and as shown in FIGS.
  • the center-of-gravity ratio (G in / G out ) increases from the non-collision side end E ′.
  • the collision-side end E is located on the “vehicle outside” in the offset direction with respect to the non-collision-side end E ′, and as shown in FIGS.
  • the center-of-gravity ratio (G in / G out ) increases from the non-collision side end E ′.
  • the collision side end E is positioned “inward of the vehicle” in the offset direction with respect to the non-collision side end E ′, and as shown in FIGS.
  • the center-of-gravity ratio (G in / G out ) decreases toward the non-collision side end E ′.
  • the collision side end E is positioned “inward of the vehicle” in the offset direction with respect to the non-collision side end E ′, and as shown in FIGS. 29 to 31, the collision side end E
  • the center-of-gravity ratio (G in / G out ) decreases toward the non-collision side end E ′.
  • the collision-side end E is located on the “vehicle outside” in the offset direction with respect to the non-collision-side end E ′, and as shown in FIGS. 34 to 36, the collision-side end E
  • the center-of-gravity ratio (G in / G out ) increases from the non-collision side end E ′.
  • the shock absorbing member 1 is configured such that the center-of-gravity ratio (G in / G out ) increases from E toward the non-collision side end E ′.
  • the center-of-gravity ratio is increased from the collision side end E toward the non-collision side end E ′.
  • the shock absorbing member 1 may be configured so that (G in / G out ) becomes smaller.
  • the shock absorbing performance of the shock absorbing member 1 that extends in the vehicle length direction L of the automobile and is offset so that both end portions in the vehicle length direction L are different from each other when viewed from the vehicle length direction L.
  • the offset direction length G in from the center of gravity of the cut surface perpendicular to the vehicle length direction L to the top portion 3b of the inner member 3, and the cutting surface When the ratio (G in / G out ) with the length G out in the offset direction from the center of gravity to the top 2b of the outer member 2 is defined as the center of gravity ratio, of the both ends in the vehicle length direction L, the vehicle length direction
  • the center-of-gravity ratio only needs to increase from the end portion side offset from the vehicle outer side toward the end side offset from the vehicle inner side.
  • a hat height H in the inner member 3 described above assuming that the ratio of the hat height H out of the outer member 3 (H in / H out) is defined as hat high ratio, the non-collision collision-side end portion E
  • the hat height ratio (H in / H out ) is the collision side end as shown in FIGS. The vehicle moves outward from the part E toward the non-collision side end E ′.
  • the collision-side end E is located on the “vehicle outside” in the offset direction with respect to the non-collision-side end E ′, and the hat height ratio (H in / H out ) moves from the collision side end E toward the non-collision side end E ′ toward the outside of the vehicle.
  • the collision-side end E is positioned “inward of the vehicle” in the offset direction with respect to the non-collision-side end E ′, and the hat height ratio (H in / H out ) moves from the collision side end E toward the non-collision side end E ′ toward the vehicle interior side.
  • the collision-side end E is positioned “inward of the vehicle” in the offset direction with respect to the non-collision-side end E ′, and the hat height ratio (H in / H out ) moves from the collision side end E toward the non-collision side end E ′ toward the vehicle interior side.
  • the collision side end portion E is positioned on the “outside of the vehicle” in the offset direction with respect to the non-collision side end portion E ′, and the hat height ratio (H in / H out ) moves from the collision side end E toward the non-collision side end E ′ toward the outside of the vehicle.
  • the shock absorbing performance of the shock absorbing member 1 that extends in the vehicle length direction L of the automobile and is offset so that both end portions in the vehicle length direction L are different from each other when viewed from the vehicle length direction L.
  • the ratio between the hat height H in of the inner member 3 and the hat height H out of the outer member 2 on the cut surfaces perpendicular to the vehicle length direction L of the outer member 2 and the inner member 3 ( When H in / H out ) is defined as the hat height ratio, the position viewed from the vehicle length direction L of both end portions in the vehicle length direction L is offset from the end side to the vehicle interior side. It is sufficient that the hat height ratio increases toward the end side.
  • FIGS. 38 and 39 As an example for verifying the effect of the present invention, a model of an impact absorbing member according to the present invention as shown in FIGS. 38 and 39 is created, and an impact load is applied to the collision side end of the impact absorbing member. Carried out.
  • the collision side end E is located on the vehicle outer side in the vehicle width direction W with respect to the non-collision side end E ′.
  • the length W out of the vehicle width direction W from the top 2b of the outer member 2 to the coupling surface J at the collision side end portion E is 31 mm, bonded surface J at the top portion 2b of the outer member 2 at the non-collision-side end E '
  • the length W out ′ in the vehicle width direction W is 10 mm. That is, W out / W out ′ is 3.1.
  • Offset amount W of the vehicle width direction W 0 is 42.0 mm
  • the vehicle length direction length L1 of the impact absorbing member is 600 mm. That is, W 0 / L1 is 0.070.
  • W in / W out 0.65 in the embodiment
  • W in '/ W out' a 4.12, W in an ascending direction from the collision-side end E to the non-collision-side end E '
  • the increase rate of / W out ((4.12-0.65) / 600) is 0.058.
  • the center of gravity ratio in the collision-side end portion E (G in / G out) is 0.93
  • the center of gravity ratio of the non-collision-side end E '(G in / G out ) is 1.19.
  • the increase rate of the centroid ratio (G in / G out ) is 0.0004.
  • the angle formed by the top 2b of the outer member 2 and the vehicle length direction L in plan view is 86 degrees
  • the angle formed by the coupling surface J and the vehicle length direction L in plan view is 88 degrees.
  • FIGS. 40 and 41 a model of a conventional impact absorbing member as shown in FIGS. 40 and 41 was created, and a simulation was performed in which an impact load was applied to the collision side end of the impact absorbing member.
  • the collision side end E is located on the vehicle outer side in the vehicle width direction W with respect to the non-collision side end E ′, as in the example.
  • the length W out in the vehicle width direction W from the top 52b of the outer member 52 to the coupling surface J at the collision side end E is 10 mm, and the coupling surface J from the top 52b of the outer member 52 at the non-collision side end E ′.
  • the length W out ′ in the vehicle width direction W is 10 mm. That is, W out / W out ′ is 1.0.
  • the length L1 of the impact absorbing member in the vehicle length direction is 600 mm.
  • both the increase rate of W in / W out and the increase rate of the centroid ratio (G in / G out ) are zero.
  • the angle formed between the top 52b of the outer member 52 and the vehicle length direction L in plan view is 86 degrees, and the angle formed between the coupling surface J and the vehicle length direction L in plan view is similarly 86 degrees.
  • the physical property values are set on the assumption that the outer member and the inner member are high-tensile materials having a plate thickness of 1.2 mm with a thickness of 590 MPa for both the impact absorbing member of the example and the impact absorbing member of the comparative example.
  • the analysis conditions are as shown in FIG. 42, and a simulation was performed assuming a frontal collision (also referred to as a rigid wall collision). Specifically, the rigid wall applied to the collision side end E from the front in the vehicle length direction L is moved at a constant speed of about 28 km / h, and the non-collision side end E ′ is brought into a completely restrained state. .
  • the model shown in FIG. 42 is a model of a comparative example, but a simulation using the model of the example is also performed under the same analysis conditions.
  • FIG. 43 shows the deformation state of the shock absorbing member in the example after the simulation.
  • FIG. 44 shows the deformation state of the shock absorbing member in the comparative example after the simulation.
  • FIG. 43 in the shock absorbing member of the example, it can be seen that bending deformation does not occur at the non-collision side end portion and that the collision side end portion undergoes bellows-like axial crushing deformation.
  • FIG. 44 in the impact absorbing member of the comparative example, it can be seen that bending deformation occurs and bends in the vicinity of the non-collision side end. From the above, it can be seen that the shock absorbing member according to the present invention has the effect of suppressing the bending deformation of the non-collision side end and stably generating the bellows-like axial crushing deformation at the collision side end.
  • FIG. 45 the relationship between the displacement of the rigid wall and the input load in this simulation is shown in FIG.
  • the “load ratio” on the vertical axis in FIG. 45 is normalized by dividing the input load values of the example and the comparative example by the maximum input load value of the comparative example.
  • FIG. 45 it can be seen that the load is stably input to the shock absorbing member of the embodiment, and the axial crushing deformation is continuously generated with the displacement of the rigid wall.
  • the impact absorbing member of the comparative example is deformed in the middle, and the input load thereafter is small.
  • FIG. 46 shows the relationship between the displacement of the rigid wall and the energy absorption amount, with the integral value of the input load with respect to the displacement amount of the rigid wall as the energy absorption amount of the shock absorbing member.
  • the “absorbed energy ratio” on the vertical axis in FIG. 46 is normalized by dividing the energy absorption amounts of the example and the comparative example by the energy absorption amount of the comparative example when the displacement of the rigid wall is 150 mm. It is a thing. According to FIG. 46, it can be seen that the energy absorption amount of the shock absorbing member of the example is higher than that of the shock absorbing member of the comparative example.
  • the shock absorbing member according to the present invention has the effect of suppressing the bending deformation at the non-collision side end portion and stably generating the bellows-like axial crushing deformation at the collision side end portion. It turns out that it improves.
  • the impact absorbing member of the present invention can be incorporated into an automobile impact absorbing structure.
  • a side member including a member having an impact absorbing member and a deformation suppressing member having a curved portion connected to the cabin side can be configured.
  • the “member having an impact absorbing member” is, for example, the front side member front as shown in FIG. 2, and the “deformation suppressing member having a curved portion connected to the cabin side” is, for example, FIG. Front side member rear as shown in FIG.
  • the “member having an impact absorbing member” is a rear side member rear as shown in FIG.
  • FIG. 4 is a rear side member front.
  • the impact absorbing member of the present invention can be provided at the end of the side sill in the vehicle length direction as shown in FIG.

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Abstract

自動車の車両長さ方向に延び、車両長さ方向における両端部が、車両長さ方向から見た場合に互いに異なる位置となる衝突側端部と非衝突側端部を有する衝撃吸収部材において、衝突時に衝突側端部に発生する引張応力が抑制され、かつ、非衝突側端部に発生する圧縮応力が抑制されるように、衝突側端部と非衝突側端部の位置関係に応じて、衝突側端部の重心の位置と非衝突側端部の重心の位置が互いに異なるように、衝撃吸収部材のアウター部材とインナー部材を成形する。

Description

自動車の衝撃吸収部材およびサイドメンバー
　本発明は、乗用車やトラック等の自動車の衝撃吸収部材に関する。具体的には、自動車衝突時のエネルギーを吸収するための衝撃吸収部材に関する。
　自動車車体の主流はモノコック構造である。モノコック構造は、通常、鋼板がハット部品と呼ばれるフランジを有する部品にプレス成形され、その後、フランジ部同士がスポット溶接等により箱状に組み立てられ、それら複数の箱状の部品が互いに結合された構成になっている。それらの構造部材のうち、図１に示すようなサイドメンバーやサイドシル等の構造部材は、衝突時に衝撃を吸収する性能、いわゆる衝撃吸収性能を有することが必要とされる。
　例えば自動車のサイドメンバーには、前面衝突時の衝撃を吸収するためのフロントサイドメンバーと、後面衝突時の衝撃を吸収するためのリアサイドメンバーがある。図２（斜視図）および図３（平面図）に示すようにフロントサイドメンバーは、車両のライト側に取り付けられるものと、レフト側に取り付けられるものがある。また、フロントサイドメンバーは、衝撃吸収部材を有するフロントサイドメンバーフロントと、キャビン側に接続される、湾曲部を有するフロントサイドメンバーリアとが互いに結合されることで構成される。フロントサイドメンバーフロントは前面衝突時の衝撃を吸収する衝撃吸収機能を有し、フロントサイドメンバーリアは衝突時に変形がしにくい変形抑制機能を有する。
　また、図４（斜視図）に示すようにリアサイドメンバーも車両のライト側に取り付けられるものと、レフト側に取り付けられるものがある。リアサイドメンバーは、衝撃吸収部材を有するリアサイドメンバーリアと、キャビン側に接続される、湾曲部を有するリアサイドメンバーフロントとが互いに結合されることで構成される。リアサイドメンバーフロントは衝突時に変形がしにくい変形抑制機能を有し、リアサイドメンバーリアは後面衝突時の衝撃を吸収する衝撃吸収機能を有する。
　ここで、本明細書における“衝撃吸収部材”とは、衝突時の圧縮力によって座屈し、大きな塑性変形（例えば軸圧潰変形や曲げ変形）をすることにより衝撃を吸収（緩和）する部材を指す。衝撃吸収部材は衝突時に大きく塑性変形するため、衝突時の乗員空間確保の観点から、衝撃吸収部材は乗員搭乗箇所に対し車両長さ方向の車外側および車両幅方向の車外側の少なくともいずれかに配置される。図５（平面図）に例示するフロントサイドメンバーの場合、フロントサスペンション部品の取付部となるフロントサブフレームよりも前方、即ち、車両長さ方向Ｌの車外側にあるストレート部が衝撃吸収部材である。一方、図６（側面図）に例示するリアサイドメンバーの場合、リアサスペンション部品の取付部となるリアサブフレームよりも後方、即ち、車両長さ方向Ｌの車外側に位置するストレート部が衝撃吸収部材である。また、サイドメンバーが屈曲部を有する場合、その屈曲部よりも車両長さ方向の車外側に位置するストレート部が衝撃吸収部材である。なお、“ストレート部” の形状は、車両長さ方向Ｌに対して屈曲しない厳密なストレート形状に限らず、略ストレート形状も含んでいる。また、本明細書における“衝撃吸収部材”には、フロントサイドメンバーの前端部あるいはリアサイドメンバーの後端部に設けられることがあるクラッシュボックスは含まれない。
　自動車衝突時の安全性を向上させるためには、このような衝撃吸収部材の衝撃吸収性能を高めていくことが求められる。従来の衝撃吸収部材には特許文献１～３に記載されたものがある。
　特許文献１には、自動車のフロントサイドメンバーを構成するアウターパネルおよびインナーパネルのそれぞれに複数のビードを半ピッチずらして配置する技術が開示されている。そのようなビードが設けられることで、衝撃荷重の負荷時にそれら複数のビードのそれぞれを起点とした蛇腹状の軸圧潰変形が発生する。特許文献１では、これにより衝撃吸収性能の向上を図っている。
　特許文献２には、トラック用シャシーオフセットフレームにおいて、衝撃吸収性能を高めるために、衝撃荷重負荷時の折れの起点となる応力集中部位の鉛直方向の反対側の部位に応力集中助長手段を設ける技術が開示されている。特許文献２では、このような応力集中助長手段を設けることで、折れの起点近傍の応力値をほぼ一定にしてＺ字の折れを抑制している。特許文献２では、これにより折れの起点間で蛇腹状の軸圧潰変形を発生させて衝撃吸収性能の向上を図っている。
　特許文献３には、車両長さ方向に延びる前部メンバーと、前部メンバーの後端部から屈曲して後方に延びる中途部メンバーと、中途部メンバーの後端部から後方に延びる後部メンバーで構成されるサイドメンバーが開示されている。特許文献３ではこのサイドメンバーにより、衝突時の衝撃を吸収している。なお、特許文献３のサイドメンバーが取り付けられる車両構造は、フロアパネルの一部が上方に膨出し、その内部空間にエンジンが収容され、エンジンの上方に乗員用シートが配置された、いわゆるキャブオーバー型の車両構造である。このような車両構造の場合、サイドメンバーを構成する前部メンバー、中途部メンバーおよび後部メンバーのうち、中途部メンバーが衝撃吸収部材として大きく塑性変形すると、乗員用シートの下方が変形することになってしまい、乗員空間確保に問題が生じる。このため、特許文献３に記載されたサイドメンバーの衝撃吸収部材は前部メンバーである。
特開平５－１０５１１０号公報 特開２０００－２８９６４６号公報 特開２０１４－４０２０９号公報
　衝撃吸収部材の形状は車体形状に合わせて造り込まれるが、サイドメンバー等の車両長さ方向に延びる衝撃吸収部材の中には、車両長さ方向から見て衝突側端部の位置と非衝突側端部の位置が互いに異なるものがある。なお、本明細書における“衝突側端部”とは、車両長さ方向に延びる衝撃吸収部材の両端部のうち、相対的に車両長さ方向の車外側に位置している端部のことを指し、“非衝突側端部”とは相対的に車両長さ方向の車内側に位置している端部のことを指す。例えば衝撃吸収部材をフロントサイドメンバーとして用いた場合の“衝突側端部”とは車両長さ方向の前方側の端部である。また、衝撃吸収部材をリアサイドメンバーとして用いた場合の“衝突側端部”は車両長さ方向の後方側の端部である。また、本明細書における“衝突側端部の位置”とは、車両長さ方向Ｌから見た衝突側端部の重心（図心）の位置を指す。また、“非衝突側端部の位置”とは、車両長さ方向Ｌから見た非衝突側端部の重心（図心）の位置を指す。
　図７は、図５のような形状を有するフロントサイドメンバー（レフト側）の衝撃吸収部材を示す平面図である。図７に示す例では、衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対し車両幅方向Ｗの車外側に変位Ｗ０だけオフセットしている。この衝撃吸収部材５１はハットチャンネル形状の、アウター部材５２とインナー部材５３を備えている。図８～図１０に示すように、アウター部材５２とインナー部材５３は衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’まで断面形状が同一となっており、各断面における車両幅方向Ｗの長さや鉛直方向Ｖの長さも等しくなっている。
　このような衝撃吸収部材５１の場合、前面衝突時に車両長さ方向Ｌの前方から衝突側端部Ｅに衝撃荷重が入力されると、衝撃吸収部材５１には軸圧縮力に加え、車両幅方向Ｗの車外側に衝撃吸収部材５１を折り曲げるような曲げモーメントＭが発生する。この曲げモーメントＭにより、図１１に示すように衝撃吸収部材５１の車両幅方向Ｗの車外側の部分に車両長さ方向Ｌに沿った圧縮応力が発生する。また、曲げモーメントＭにより衝撃吸収部材５１の車両幅方向Ｗの車内側の部分に車両長さ方向Ｌに沿った引張応力が発生する。その曲げモーメントＭは衝突側端部Ｅに比べ、非衝突側端部Ｅ’において高くなる。即ち、衝撃吸収部材５１の非衝突側端部Ｅ’の車両幅方向Ｗの車外側の部分には、高い圧縮応力が発生して曲げ変形を誘発する状況にある。加えて、衝撃吸収部材５１の車両幅方向Ｗの車内側の部分には車両長さ方向Ｌの引張応力が発生することにより、車両幅方向Ｗの車内側が座屈変形しにくい状況となる。即ち、図７のような衝撃吸収部材５１は、衝撃荷重の入力時に曲げ変形が生じやすく、安定的な軸圧潰変形が起こりにくいために、衝撃吸収性能を十分に向上させることができなかった。
　しかしながら、特許文献１に開示された技術は、衝突側端部と非衝突側端部の車両幅方向における位置が同一である衝撃吸収部材を対象とするものである。このため、図７のような形状の衝撃吸収部材に特許文献１の技術を適用すると、前方からの衝突の初期段階で非衝突側端部に曲げモードの変形が発生してしまい、衝撃吸収部材として狙っていた衝撃吸収性能が得られないおそれがある。
　一方で、特許文献２に開示された技術は、車両長さ方向から見て衝突側端部と非衝突側端部の位置が互いに異なる衝撃吸収部材に適用し得る。しかしながら、特許文献２の技術は、折れ起点間に蛇腹状の軸圧潰変形を発生させる技術であることから、衝撃吸収性能の向上効果が得られる場合は複数個の折れ起点がある場合に限定される。
　また、特許文献３の衝撃吸収部材である前部メンバーを図７のような形状の衝撃吸収部材として適用しても、衝撃荷重の入力時において、前部メンバーの車両幅方向の車外側の部分に高い圧縮応力が発生して曲げ変形が誘発されてしまう。加えて、前部メンバーの車両幅方向の車内側の部分には車両長さ方向の引張応力が発生することにより、車両幅方向の車内側が座屈変形しにくい状況となる。このため、衝撃吸収性能を十分に向上させることができない。
　本発明は、従来技術が有するこのような課題に鑑みてなされたものであり、（ａ）車両長さ方向に延びる形状であり、かつ、車両長さ方向から見て衝突側端部と非衝突側端部の位置（例えば車両幅方向の位置や鉛直方向の位置）が互いに異なる衝撃吸収部材において、（ｂ）非衝突側端部における曲げモードでの変形を抑制し、（ｃ）衝突側端部における蛇腹状の軸圧潰モードの変形を安定的に発生させることを目的とする。
　本発明者らは上記課題を解決するために、鋭意検討した結果、以下の知見を得た。即ち、上記課題を解決する本発明は、自動車の車両長さ方向に延び、前記車両長さ方向における両端部が、前記車両長さ方向から見た場合に互いに異なる位置となるようにオフセットした衝撃吸収部材であって、フランジ部で互いに結合されたハット形状の、アウター部材およびインナー部材を備え、前記アウター部材および前記インナー部材の、前記車両長さ方向に対する垂直な切断面の重心から前記インナー部材の頂部までのオフセット方向の長さＧｉｎと、該切断面の重心から前記アウター部材の頂部までのオフセット方向の長さＧｏｕｔとの比（Ｇｉｎ／Ｇｏｕｔ）を重心比と定義したとき、前記両端部のうち、前記車両長さ方向から見た位置が車外側にオフセットした端部側から、車内側にオフセットした端部側に向かって前記重心比が大きくなることを特徴としている。
　別の観点による本発明は、自動車の車両長さ方向に延び、前記車両長さ方向における両端部が、前記車両長さ方向から見た場合に互いに異なる位置となるようにオフセットした衝撃吸収部材であって、フランジ部で互いに結合されたハット形状の、アウター部材およびインナー部材を備え、前記アウター部材および前記インナー部材の、前記車両長さ方向に対する垂直な切断面において、前記インナー部材のハット高Ｈｉｎと、前記アウター部材のハット高Ｈｏｕｔとの比（Ｈｉｎ／Ｈｏｕｔ）をハット高比と定義したとき、前記両端部のうち、前記車両長さ方向から見た位置が車外側にオフセットした端部側から、車内側にオフセットした端部側に向かって前記ハット高比が大きくなることを特徴としている。
　また、別の観点による本発明は、自動車のサイドメンバーであって、上記の衝撃吸収部材を有する部材と、キャビン側に接続される、湾曲部を有する変形抑制部材とを備えていることを特徴としている。
　本発明によれば、衝撃吸収部材の衝撃吸収性能を向上させることが可能となる。
自動車の車両構造の一例を示す斜視図である。 フロントサイドメンバーの形状の一例を示す斜視図である。 フロントサイドメンバーの形状の一例を示す平面図である。 リアサイドメンバーの形状の一例を示す斜視図である。 衝撃吸収部材の定義を説明するために例示されたフロントサイドメンバーの平面図である。 衝撃吸収部材の定義を説明するために例示されたリアサイドメンバーの側面図である。 従来の衝撃吸収部材（フロントレフト側）の概略形状を示す図である。 図７中のＡ－Ａ断面図である。 図７中のＢ－Ｂ断面図である。 図７中のＣ－Ｃ断面図である。 従来の衝撃吸収部材（フロントレフト側）における衝撃荷重入力時の応力分布図を示す図である。 本発明の第１の実施形態に係る衝撃吸収部材（フロントレフト側）の概略形状を示す平面図である。 図１２中のＡ－Ａ断面図である。 図１２中のＢ－Ｂ断面図である。 図１２中のＣ－Ｃ断面図である。 本発明の第１の実施形態に係る衝撃吸収部材（フロントレフト側）における衝撃荷重入力時の応力分布図を示す図である。 本発明の第２の実施形態に係る衝撃吸収部材（フロントレフト側）の概略形状を示す平面図である。 図１７中のＡ－Ａ断面図である。 図１７中のＢ－Ｂ断面図である。 図１７中のＣ－Ｃ断面図である。 本発明の第２の実施形態に係る衝撃吸収部材（フロントレフト側）における衝撃荷重入力時の応力分布図を示す図である。 本発明の第３の実施形態に係るフロントサイドメンバーの概略形状を示す平面図である。 本発明の第３の実施形態に係る衝撃吸収部材（フロントレフト側）の概略形状を示す平面図である。 図２３中のＡ－Ａ断面図である。 図２３中のＢ－Ｂ断面図である。 図２３中のＣ－Ｃ断面図である。 本発明の第３の実施形態に係る衝撃吸収部材（フロントレフト側）における衝撃荷重入力時の応力分布図を示す図である。 本発明の第４の実施形態に係る衝撃吸収部材（リアレフト側）の概略形状を示す側面図である。 図２８中のＡ－Ａ断面図である。 図２８中のＢ－Ｂ断面図である。 図２８中のＣ－Ｃ断面図である。 本発明の第４の実施形態に係る衝撃吸収部材（リアレフト側）における衝撃荷重入力時の応力分布図を示す図である。 本発明の第５の実施形態に係る衝撃吸収部材（リアレフト側）の概略形状を示す側面図である。 図３３中のＡ－Ａ断面図である。 図３３中のＢ－Ｂ断面図である。 図３３中のＣ－Ｃ断面図である。 本発明の第５の実施形態に係る衝撃吸収部材（リアレフト側）における衝撃荷重入力時の応力分布図を示す図である。 衝撃荷重入力シミュレーションにおける本発明の実施例の検証モデルを示す平面図である。 衝撃荷重入力シミュレーションにおける本発明の実施例の検証モデルを示す側面図である。 衝撃荷重入力シミュレーションにおける比較例の検証モデルを示す平面図である。 衝撃荷重入力シミュレーションにおける比較例の検証モデルを示す側面図である。 衝撃荷重入力シミュレーションの解析条件を示す図である。 シミュレーション後の実施例の衝撃吸収部材の変形状態を示す図である。 シミュレーション後の比較例の衝撃吸収部材の変形状態を示す図である。 剛体壁の変位と衝撃吸収部材への入力荷重との関係を示す図である。 剛体壁の変位と衝撃吸収部材の衝撃吸収エネルギーとの関係を示す図である。
　以下、本発明の実施形態について図面を参照しながら説明する。なお、本明細書および図面において、実質的に同一の機能構成を有する要素においては、同一の符号を付することにより重複説明を省略する。
＜第１の実施形態＞
　第１の実施形態で例示する衝撃吸収部材は、図３のような形状を有するフロントサイドメンバー（レフト側）の衝撃吸収部材である。図１２に示すように第１の実施形態における衝撃吸収部材１は、衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対し、車両幅方向Ｗの車外側に変位Ｗ０だけオフセットした形状となっている。なお、図１２ではフロントレフト側の衝撃吸収部材１を例示しているが、フロントライト側の衝撃吸収部材としては、例えばフロントレフト側の衝撃吸収部材１を車両長さ方向Ｌから見て左右反転した形状のものが適用される。
　衝撃吸収部材１はアウター部材２とインナー部材３からなる。図１３～図１５に示すようにアウター部材２とインナー部材３の両部材は、車両長さ方向Ｌに対し垂直な切断面の形状が、いわゆるハット形状を有しており、鉛直方向Ｖに突出するフランジ部２ａ、３ａが形成されている。アウター部材２とインナー部材３は、互いのフランジ部２ａ、３ａの面同士が合わされて結合される。これにより衝撃吸収部材１は車両長さ方向Ｌから見て閉断面形状となる。また、図１２に示すようにアウター部材２とインナー部材３は、フランジ部２ａ、３ａが突出する方向（第１の実施形態では鉛直方向Ｖ）から見たときに、アウター部材２とインナー部材３の結合面Ｊが直線状となるように形成されている。以降の説明では、アウター部材２とインナー部材３の結合面（ここでは、フランジ部２ａとフランジ部３ａとの結合面）を単に“結合面Ｊ”と称する場合もある。なお、アウター部材２のフランジ部２ａとインナー部材３のフランジ部３ａの結合方法としては通常スポット溶接が用いられるが、レーザー溶接やアーク溶接、シーム溶接等の他の結合方法を用いても良い。
　図１３に示すように衝突側端部Ｅの車両長さ方向Ｌから見た断面においては、アウター部材２の頂部２ｂから結合面Ｊまでの車両幅方向長さＷｏｕｔ（ハット高Ｈｏｕｔとも称す）が、インナー部材３の頂部３ｂから結合面Ｊまでの車両幅方向長さＷｉｎ（ハット高Ｈｉｎとも称す）よりも長くなっている。図１３～図１５に示すように、アウター部材２の頂部２ｂから結合面Ｊまでの車両幅方向長さＷｏｕｔは、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に近づくにつれて短くなっている。一方で、インナー部材３の頂部３ｂから結合面Ｊまでの車両幅方向長さＷｉｎは、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に近づくにつれて長くなっている。そして、図１５に示すように非衝突側端部Ｅ’においては、アウター部材２の頂部２ｂから結合面Ｊまでの車両幅方向長さＷｏｕｔ’が、インナー部材３の頂部３ｂから結合面Ｊまでの車両幅方向長さＷｉｎ’よりも短くなっている。なお、“アウター部材の頂部”とは車両長さ方向Ｌから見て、アウター部材２の、フランジ突出方向（例えば第１の実施形態では鉛直方向Ｖ）に対する垂直な方向（例えば第１の実施形態では車両幅方向Ｗ）におけるフランジ部２ａから最も遠い部位のことを指す。同様に“インナー部材の頂部”とは車両長さ方向Ｌから見て、インナー部材３の、フランジ突出方向に対する垂直な方向におけるフランジ部３ａから最も遠い部位のことを指す。
　本一例の場合、インナー部材３のハット高Ｈｉｎと、アウター部材２のハット高Ｈｏｕｔとの比（以下、ハット高比Ｈｉｎ／Ｈｏｕｔと称す）は、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に向かうに従い漸増する。衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に向かう方向に対するハット高比Ｈｉｎ／Ｈｏｕｔの増加率は任意に設定できる。例えば、ハット高Ｈｉｎ、Ｈｏｕｔの和を一定、ハット高比Ｈｉｎ／Ｈｏｕｔの増加率を一定にする。この場合、フランジが突出する方向から見たフランジの形状（結合面Ｊ）は、直線となり、シンプルな形状のアウター部材２及びインナー部材３により衝撃吸収部材１を形成できる。なお、“ハット高比Ｈｉｎ／Ｈｏｕｔの増加率”は、衝突側端部Ｅにおけるハット高比Ｈｉｎ／ＨｏｕｔをＡ、非衝突側端部Ｅ’におけるハット高比Ｈｉｎ／ＨｏｕｔをＢ、衝撃吸収部材１の車両長さ方向Ｌの長さをＬ１としたときに、（Ｂ－Ａ）／Ｌ１で算出される。ハット高比（Ｈｉｎ／Ｈｏｕｔ）の増加率は０．０３３以上であることが好ましい。これにより衝撃吸収部材１の衝撃吸収性能を向上させることができる。
　このような形状の衝撃吸収部材１の場合、車両長さ方向Ｌに垂直な切断面の、非衝突側端部Ｅ’における重心Ｇは、衝突側端部Ｅにおける重心Ｇ０に対し、車両幅方向Ｗにおける衝撃吸収部材１内のフランジ部２ａ、３ａの位置の変化に伴い、車両幅方向Ｗの車外側に移動することになる。図１３～図１５に示すように衝撃吸収部材１の重心Ｇの位置は、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に近づくにつれ、衝突側端部Ｅの重心Ｇ０の位置から車両幅方向Ｗの車外側に移動していく。なお、図１４および図１５においては、図１３に示す衝突側端部Ｅにおける重心Ｇ０の位置を点線で示している。
　第１の実施形態の衝撃吸収部材１には、前面衝突時において図１２に示すような、鉛直方向Ｖの車内側から見て反時計回りの曲げモーメントＭが生じる。一方、第１の実施形態の衝撃吸収部材１は、前述の通り、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’にかけて重心の位置が車両幅方向Ｗの車外側に移動していくような形状を有している。これにより、曲げモーメントＭが、車両長さ方向Ｌに対して一定であると仮定した場合、図１６に示す応力分布図のように曲げモーメントＭによって衝突側端部Ｅで発生する衝撃吸収部材１の車両幅方向Ｗの車内側の引張応力は、非衝突側端部Ｅ’で発生する引張応力に比べて小さくなる。即ち、図８～図１０のような衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’にかけて車両長さ方向Ｌに垂直な切断面の重心の位置が変わらず、図１１のような応力分布となる従来の衝撃吸収部材５１に比べて、衝突側端部Ｅにおける衝撃吸収部材１の車両幅方向Ｗの車内側の引張応力が小さくなる。これにより衝突側端部Ｅにおける車両幅方向Ｗの車内側が座屈しにくい状況が改善され、軸圧潰変形が誘発されやすくなる。さらに、曲げモーメントＭによって非衝突側端部Ｅ’で発生する衝撃吸収部材１の車両幅方向Ｗの車外側の圧縮応力は、衝突側端部Ｅで発生する圧縮応力に比べて小さくなる。これにより非衝突側端部Ｅ’における衝撃吸収部材１の車両幅方向Ｗの車外側は、非衝突側端部Ｅ’における従来の衝撃吸収部材５１の車両幅方向Ｗの車外側よりも圧縮されにくい状況になり、非衝突側端部Ｅ’における曲げ変形が抑制されやすくなる。なお、図１６中の１点鎖線は、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に至る、車両長さ方向Ｌに垂直な切断面の重心を結んだ中立軸Ｎである。
　以上の通り、衝撃吸収部材１の衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対しオフセット方向（第１の実施形態では車両幅方向Ｗ）の車外側に位置する場合、第１の実施形態のように車両長さ方向Ｌに垂直な切断面における重心の位置が、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’にかけて車両幅方向Ｗの車外側に移動するような構成の衝撃吸収部材１であれば、衝突側端部Ｅの軸圧潰変形を安定的に発生させることができると共に、非衝突側端部Ｅ’の曲げ変形を抑制することができる。換言すると、衝突側端部Ｅにおける衝撃吸収部材１の車両幅方向Ｗの車内側の引張応力と、非衝突側端部Ｅ’における衝撃吸収部材１の車両幅方向Ｗの車外側の圧縮応力の差を小さくすることで、衝突側端部Ｅの軸圧潰変形を安定的に発生させることができると共に、非衝突側端部Ｅ’の曲げ変形を抑制することができる。
　なお、衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対し車両幅方向Ｗの車外側に位置する場合の、衝突側端部Ｅにおけるアウター部材２の頂部２ｂから結合面Ｊまでの車両幅方向長さＷｏｕｔと、非衝突側端部Ｅ’におけるアウター部材２の頂部２ｂから結合面Ｊまでの車両幅方向長さＷｏｕｔ’は、Ｗｏｕｔ≧Ｗｏｕｔ’×２．８を満たすことが好ましい。これにより、衝突側端部Ｅの車両幅方向Ｗの車内側における車両長さ方向Ｌの引張応力と非衝突側端部Ｅ’の車両幅方向Ｗの車外側における車両長さ方向Ｌの圧縮応力の差を十分に小さくすることができ、Ｗｏｕｔ＜Ｗｏｕｔ’×２．８となる場合に比べて衝撃吸収性能を向上させることができる。また、ＷｏｕｔとＷｏｕｔ’のより好ましい関係は、Ｗｏｕｔ≧Ｗｏｕｔ’×３である。
　また、Ｗｏｕｔ’は、Ｗｏｕｔ’≧８ｍｍを満たすことが好ましい。これにより、アウター部材２の曲げ剛性，強度を大きくすることができる。その結果、Ｗｏｕｔ’＜８ｍｍの場合に比べて非衝突側端部Ｅ’の曲げ変形を抑制することができ、衝撃吸収性能を向上させることができる。Ｗｏｕｔ’のより好ましい範囲は、Ｗｏｕｔ’≧１０ｍｍである。
　そして、Ｗｏｕｔ≧Ｗｏｕｔ’×３を満たし、かつ、Ｗｏｕｔ’≧１０ｍｍを満たす衝撃吸収部材１であれば衝撃吸収性能を更に向上させることができる。
　また、衝撃吸収性能の向上の観点からは、衝撃吸収部材１の車両長さ方向Ｌの長さＬ１が３００ｍｍ≦Ｌ１≦６５０ｍｍの範囲であって、かつ、衝突側端部Ｅと非衝突側端部Ｅ’の車両幅方向Ｗのオフセット量Ｗ０とＬ１の比が０．０１７≦Ｗ０／Ｌ１≦０．０８７を満たすことが好ましい。Ｌ１＜３００ｍｍ、またはＷ０／Ｌ１＜０．０１７の範囲では非衝突側端部Ｅ’を曲げるモーメントを抑える効果が小さく、非衝突側端部Ｅ’の曲げ変形抑制効果が小さい。また、６５０ｍｍ＜Ｌ１、または０．０８７＜Ｗ０／Ｌ１の範囲では、衝突側端部Ｅを曲げるモーメントが過大であり、曲げ変形の抑制効果が小さくなる。なお、衝撃吸収部材１の車両長さ方向Ｌの長さＬ１のより好ましい数値範囲は４００ｍｍ≦Ｌ１≦６００ｍｍである。また、衝突側端部Ｅと非衝突側端部Ｅ’の車両幅方向Ｗのオフセット量Ｗ０とＬ１の比のより好ましい数値範囲は０．０３５≦Ｗ０／Ｌ１≦０．０７０である。
＜第２の実施形態＞
　第２の実施形態の衝撃吸収部材も第１の実施形態と同様にフロントサイドメンバー（レフト側）の衝撃吸収部材である。また、図１７～図２０に示すように第２の実施形態の衝撃吸収部材１は、衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対し、車両幅方向Ｗの車外側に変位Ｗ０だけオフセットしているという点で第１の実施形態と同様である。一方、第２の実施形態では、衝撃吸収部材１の形状が第１の実施形態のものとは異なっている。具体的に説明すると、図１２～図１５に示す第１の実施形態ではインナー部材３が矩形断面部材にフランジ部３ａが形成されるようなハット形状であったところ、第２の実施形態では、インナー部材３が多角形断面部材にフランジ部３ａが形成されるようなハット形状となっている。
　図１８～図２０に示すように第２の実施形態の衝撃吸収部材１も第１の実施形態と同様、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に近づくにつれ、アウター部材２の車両幅方向長さが短くなり、インナー部材３の車両幅方向長さが長くなっている。
　このため、第２の実施形態の衝撃吸収部材１の場合も、非衝突側端部Ｅ’における重心が、衝突側端部Ｅにおける重心に対し、車両幅方向Ｗにおける衝撃吸収部材１内のフランジ部２ａ、３ａの位置の変化に伴い、車両幅方向Ｗの車外側に移動する。これにより、図１８～図２０にも示すように衝撃吸収部材１の重心Ｇの位置は、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に近づくにつれ、衝突側端部Ｅの重心Ｇ０の位置から車両幅方向Ｗの車外側に移動していく。なお、図１９および図２０においては、図１８に示す衝突側端部Ｅにおける重心Ｇ０の位置を点線で示している。
　衝突側端部Ｅの重心と非衝突側端部Ｅ’の重心がこのような位置関係となることで、曲げモーメントＭが、車両長さ方向Ｌに対して一定であると仮定した場合、図２１に示す応力分布図のように曲げモーメントＭによって衝突側端部Ｅで発生する車両幅方向Ｗの車内側の引張応力は、非衝突側端部Ｅ’で発生する引張応力に比べて小さくなる。さらに、曲げモーメントＭによって非衝突側端部Ｅ’で発生する車両幅方向Ｗの車外側の圧縮応力は、衝突側端部Ｅで発生する圧縮応力に比べて小さくなる。したがって、第２の実施形態の衝撃吸収部材１も第１の実施形態と同様に、非衝突側端部Ｅ’の曲げ変形を抑制しつつ、衝突側端部Ｅの軸圧潰変形を安定的に発生させることができる。これにより、衝撃吸収性能を高めることが可能となる。なお、図２１中の１点鎖線は、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に至る、車両長さ方向Ｌに垂直な切断面の重心を結んだ中立軸Ｎである。
　以上の通り、衝撃吸収部材１の衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対しオフセット方向（第２の実施形態では車両幅方向Ｗ）の車外側に位置する場合、第２の実施形態のように車両長さ方向Ｌに垂直な切断面における重心の位置が、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’にかけて車両幅方向Ｗの車外側に移動するような構成の衝撃吸収部材１であれば、衝突側端部Ｅの軸圧潰変形を安定的に発生させることができると共に、非衝突側端部Ｅ’の曲げ変形を抑制することができる。換言すると、衝突側端部Ｅにおける衝撃吸収部材１の車両幅方向Ｗの車内側の引張応力と、非衝突側端部Ｅ’における衝撃吸収部材１の車両幅方向Ｗの車外側の圧縮応力の差を小さくすることで、衝突側端部Ｅの軸圧潰変形を安定的に発生させることができると共に、非衝突側端部Ｅ’の曲げ変形を抑制することができる。
＜第３の実施形態＞
　第３の実施形態で例示する衝撃吸収部材は、図２２のような形状を有するフロントサイドメンバー（レフト側）の衝撃吸収部材である。図２３に示すように第３の実施形態における衝撃吸収部材１は、衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対し、車両幅方向Ｗの車内側に変位Ｗ０だけオフセットした形状となっている。なお、図２３ではフロントレフト側の衝撃吸収部材１を例示しているが、フロントライト側の衝撃吸収部材としては、例えばフロントレフト側の衝撃吸収部材１を車両長さ方向Ｌから見て左右反転した形状のものが適用される。
　衝撃吸収部材１はアウター部材２とインナー部材３からなる。図２４～図２６に示すようにアウター部材２とインナー部材３の両部材は、第１の実施形態と同様に車両長さ方向Ｌに対し垂直な切断面の形状が、いわゆるハット形状を有しており、鉛直方向Ｖに突出するフランジ部２ａ、３ａが形成されている。アウター部材２とインナー部材３は、互いのフランジ部２ａ、３ａの面同士が合わされて結合される。また、図２３に示すようにアウター部材２とインナー部材３は、フランジ部２ａ、３ａが突出する方向（第２の実施形態では鉛直方向Ｖ）から見たときに結合面Ｊが直線状となるように形成されている。
　図２４に示すように、第３の実施形態では、衝突側端部Ｅの車両長さ方向Ｌから見た断面において、アウター部材２の頂部２ｂから結合面Ｊまでの車両幅方向長さＷｏｕｔ（ハット高Ｈｏｕｔとも称す）が、インナー部材３の頂部３ｂから結合面Ｊまでの車両幅方向長さＷｉｎ（ハット高Ｈｉｎとも称す）よりも短くなっている。図２４～図２６に示すようにアウター部材２の頂部２ｂから結合面Ｊまでの車両幅方向長さは、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に近づくにつれて長くなっている。一方で、インナー部材３の頂部３ｂから結合面Ｊまでの車両幅方向長さは、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に近づくにつれて短くなっている。そして、図２６に示すように非衝突側端部Ｅ’においては、アウター部材２の頂部２ｂから結合面Ｊまでの車両幅方向長さＷｏｕｔ’が、インナー部材３の頂部３ｂから結合面Ｊまでの車両幅方向長さＷｉｎ’よりも長くなっている。
　第３の実施形態の場合、前面衝突時に衝撃吸収部材１に生じる曲げモーメントＭは、図１２に示す第１の実施形態の衝撃吸収部材１に生じる曲げモーメントＭとは逆回りのモーメントである。このため、第３の実施形態の衝撃吸収部材１は第１の実施形態の場合と異なり、車両幅方向Ｗの車内側に曲がっていく。
　一方、第３の実施形態の場合、非衝突側端部Ｅ’における重心は、衝突側端部Ｅにおける重心に対し、車両幅方向Ｗにおける衝撃吸収部材１内のフランジ部２ａ、３ａの位置の変化に伴い、車両幅方向Ｗの車内側に移動することになる。このため、図２４～図２６にも示すように衝撃吸収部材１の重心Ｇの位置は、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に近づくにつれ、衝突側端部Ｅの重心Ｇ０の位置から車両幅方向Ｗの車内側に移動していく。なお、図２５および図２６においては、図２４に示す衝突側端部Ｅにおける重心Ｇ０の位置を点線で示している。
　衝突側端部Ｅの重心と非衝突側端部Ｅ’の重心がこのような位置関係となることで、曲げモーメントＭが、車両長さ方向Ｌに対して一定であると仮定した場合、図２７に示す応力分布図のように曲げモーメントＭによって衝突側端部Ｅで車両幅方向Ｗの車外側に発生する引張応力は、非衝突側端部Ｅ’で発生する引張応力に比べて小さくなる。さらに、曲げモーメントＭによって非衝突側端部Ｅ’で車両幅方向Ｗの車内側に発生する圧縮応力は、衝突側端部Ｅで発生する圧縮応力に比べて小さくなる。
　その結果、図８～図１０のような衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’にかけて車両長さ方向Ｌに垂直な切断面の重心の位置が変わらず、図１１のような応力分布となる従来の衝撃吸収部材に比べて、非衝突側端部Ｅ’における曲げ変形の誘発を抑制することが可能になると共に、衝突側端部Ｅにおける車両幅方向Ｗの車外側が座屈しにくい状況も改善することができる。即ち、衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対しオフセット方向（第３の実施形態では車両幅方向Ｗ）の車内側に位置する場合、第３の実施形態のような衝撃吸収部材１であれば、非衝突側端部Ｅ’の曲げ変形を抑制しつつ、衝突側端部Ｅの軸圧潰変形を安定的に発生させることができる。これにより、衝撃吸収性能を高めることが可能となる。なお、図２７中の１点鎖線は、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に至る、車両長さ方向Ｌに垂直な切断面の重心を結んだ中立軸Ｎである。
　以上の通り、衝撃吸収部材１の衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対しオフセット方向（第３の実施形態では車両幅方向Ｗ）の車内側に位置する場合、第３の実施形態のように車両長さ方向Ｌに垂直な切断面における重心の位置が、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’にかけて車両幅方向Ｗの車内側に移動するような構成の衝撃吸収部材１であれば、衝突側端部Ｅの軸圧潰変形を安定的に発生させることができると共に、非衝突側端部Ｅ’の曲げ変形を抑制することができる。換言すると、衝突側端部Ｅにおける衝撃吸収部材１の車両幅方向Ｗの車外側の引張応力と、非衝突側端部Ｅ’における衝撃吸収部材１の車両幅方向Ｗの車内側の圧縮応力の差を小さくすることで、衝突側端部Ｅの軸圧潰変形を安定的に発生させることができると共に、非衝突側端部Ｅ’の曲げ変形を抑制することができる。
　なお、衝撃吸収部材１の衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対し車両幅方向Ｗの車内側に位置する場合の、衝突側端部Ｅにおけるインナー部材３の頂部３ｂから結合面Ｊまでの車両幅方向長さＷｉｎと、非衝突側端部Ｅ’におけるインナー部材３の頂部３ｂから結合面Ｊまでの車両幅方向長さＷｉｎ’は、Ｗｉｎ≧Ｗｉｎ’×２．８を満たすことが好ましい。これにより、衝突側端部Ｅの車両幅方向Ｗの車外側における車両長さ方向Ｌの引張応力と非衝突側端部Ｅ’の車両幅方向Ｗの車内側における車両長さ方向Ｌの圧縮応力の差を十分に小さくすることができ、Ｗｉｎ＜Ｗｉｎ’×２．８の場合に比べて衝撃吸収性能を向上させることができる。また、ＷｉｎとＷｉｎ’のより好ましい関係は、Ｗｉｎ≧Ｗｉｎ’×３ である。
　また、Ｗｉｎ’は、Ｗｉｎ’≧８ｍｍを満たすことが好ましい。これにより、インナー部材３の曲げ剛性，強度を大きくすることができる。その結果、Ｗｉｎ’＜８ｍｍの場合に比べて非衝突側端部Ｅ’の曲げ変形を抑制することができ、衝撃吸収性能を向上させることができる。Ｗｉｎ’のより好ましい範囲は、Ｗｉｎ’≧１０ｍｍである。
　そして、Ｗｉｎ≧Ｗｉｎ’×３を満たし、かつ、Ｗｉｎ’≧１０ｍｍを満たす衝撃吸収部材１であれば衝撃吸収性能を更に向上させることができる。
　また、衝撃吸収性能の向上の観点からは、衝撃吸収部材１の車両長さ方向Ｌの長さＬ１が３００ｍｍ≦Ｌ１≦６５０ｍｍの範囲であって、かつ、衝突側端部Ｅと非衝突側端部Ｅ’の車両幅方向Ｗのオフセット量Ｗ０とＬ１の比が０．０１７≦Ｗ０／Ｌ１≦０．０８７を満たすことが好ましい。Ｌ１＜３００ｍｍ、またはＷ０／Ｌ１＜０．０１７の範囲では非衝突側端部Ｅ’を曲げるモーメントを抑える効果が小さく、非衝突側端部Ｅ’の曲げ変形抑制効果が小さい。また、６５０ｍｍ＜Ｌ１、または０．０８７＜Ｗ０／Ｌ１の範囲では、衝突側端部Ｅを曲げるモーメントが過大であり、曲げ変形の抑制効果が小さくなる。なお、衝撃吸収部材１の車両長さ方向Ｌの長さＬ１のより好ましい数値範囲は４００ｍｍ≦Ｌ１≦６００ｍｍである。また、衝突側端部Ｅと非衝突側端部Ｅ’の車両幅方向Ｗのオフセット量Ｗ０とＬ１の比のより好ましい数値範囲は０．０３５≦Ｗ０／Ｌ１≦０．０７０である。
＜第４の実施形態＞
　第１～第３の実施形態ではフロントサイドメンバーの衝撃吸収部材を例に挙げて本発明の実施形態について説明したが、第４の実施形態ではリアサイドメンバーの衝撃吸収部材を例に挙げて本発明の実施形態について説明する。第４の実施形態で例示する衝撃吸収部材は、図４のような形状を有するリアサイドメンバー（レフト側）の衝撃吸収部材である。図２８に示すように第４の実施形態における衝撃吸収部材１は、衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対し、鉛直方向Ｖの車内側に変位Ｖ０だけオフセットした形状となっている。なお、図２８ではリアレフト側の衝撃吸収部材１を例示しているが、リアライト側の衝撃吸収部材としては例えばリアレフト側の衝撃吸収部材１を車両長さ方向Ｌから見て左右反転した形状のものが適用される。
　衝撃吸収部材１はアウター部材２とインナー部材３からなる。図２９～図３１に示すようにアウター部材２とインナー部材３の両部材は、車両長さ方向Ｌに対し垂直な切断面の形状が、いわゆるハット形状を有しており、車両幅方向Ｗに突出するフランジ部２ａ、３ａが形成されている。アウター部材２とインナー部材３は、互いのフランジ部２ａ、３ａの面同士が合わされて結合される。これにより衝撃吸収部材１は車両長さ方向Ｌから見て閉断面形状となる。また、アウター部材２とインナー部材３は、図２８に示すようにフランジ部２ａ、３ａが突出する方向（第４の実施形態では車両幅方向Ｗ）から見たときに結合面Ｊが直線状となるように形成されている。
　図２９に示すように衝突側端部Ｅの車両長さ方向Ｌから見た断面においては、アウター部材２の頂部２ｂから結合面Ｊまでの鉛直方向長さＶｏｕｔ（ハット高Ｈｏｕｔとも称す）が、インナー部材３の頂部３ｂから結合面Ｊまでの鉛直方向長さＶｉｎ（ハット高Ｈｉｎとも称す）よりも短くなっている。図２９～図３１に示すように、アウター部材２の頂部２ｂから結合面Ｊまでの鉛直方向長さは、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に近づくにつれて長くなっている。一方で、インナー部材３の頂部３ｂから結合面Ｊまでの鉛直方向長さは、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に近づくにつれて短くなっている。そして、図３１に示すように非衝突側端部Ｅ’においては、アウター部材２の頂部２ｂから結合面Ｊまでの鉛直方向長さＶｏｕｔ’が、インナー部材３の頂部３ｂから結合面Ｊまでの鉛直方向長さＶｉｎ’よりも長くなっている。
　このような形状の衝撃吸収部材１の場合、非衝突側端部Ｅ’における重心は、衝突側端部Ｅにおける重心に対し、鉛直方向Ｖにおける衝撃吸収部材１内のフランジ部２ａ、３ａの位置の変化に伴い、鉛直方向Ｖの車内側に移動することになる。このため、図２９～図３１にも示すように衝撃吸収部材１の重心Ｇの位置は、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に近づくにつれ、衝突側端部Ｅの重心Ｇ０の位置から鉛直方向Ｖの車内側に移動していく。なお、図３０および図３１においては、図２９に示す衝突側端部Ｅにおける重心Ｇ０の位置を点線で示している。
　第４の実施形態の衝撃吸収部材１には、後面衝突時において図２８に示すような、車両幅方向Ｗの車外側から見て反時計回りの曲げモーメントＭが生じる。一方で、第４の実施形態の衝撃吸収部材１は、前述の通り、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’にかけて重心の位置が鉛直方向Ｖの車内側に移動していくような形状を有している。これにより、曲げモーメントＭが、車両長さ方向Ｌに対して一定であると仮定した場合、図３２に示す応力分布図のように曲げモーメントＭによって衝突側端部Ｅで発生する衝撃吸収部材１の鉛直方向Ｖの車外側の引張応力は、非衝突側端部Ｅ’で発生する引張応力に比べて小さくなる。これに加え、曲げモーメントＭによって非衝突側端部Ｅ’で発生する鉛直方向Ｖの車内側の圧縮応力は、衝突側端部Ｅで発生する圧縮応力に比べて小さくなる。
　その結果、図８～図１０のような衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’にかけて車両長さ方向Ｌに垂直な切断面の重心の位置が変わらず、図１１のような応力分布となる従来の衝撃吸収部材に比べて、非衝突側端部Ｅ’における曲げ変形の誘発を抑制することが可能になると共に、衝突側端部Ｅにおける鉛直方向Ｖの車外側が座屈しにくい状況を改善することができる。即ち、衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対しオフセット方向（第４の実施形態では鉛直方向Ｖ）の車内側に位置する場合、第４の実施形態のような衝撃吸収部材１であれば、非衝突側端部Ｅ’の曲げ変形を抑制しつつ、衝突側端部Ｅの軸圧潰変形を安定的に発生させることができる。これにより、衝撃吸収性能を高めることが可能となる。なお、図３２中の１点鎖線は、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に至る、車両長さ方向Ｌに垂直な切断面の重心を結んだ中立軸Ｎである。
　以上の通り、衝撃吸収部材１の衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対しオフセット方向（第４の実施形態では鉛直方向Ｖ）の車内側に位置する場合、第４の実施形態のように車両長さ方向Ｌに垂直な切断面における重心の位置が、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’にかけて鉛直方向Ｖの車内側に移動するような構成の衝撃吸収部材１であれば、衝突側端部Ｅの軸圧潰変形を安定的に発生させることができると共に、非衝突側端部Ｅ’の曲げ変形を抑制することができる。換言すると、衝突側端部Ｅにおける衝撃吸収部材１の鉛直方向Ｖの車外側の引張応力と、非衝突側端部Ｅ’における衝撃吸収部材１の鉛直方向Ｖの車内側の圧縮応力の差を小さくすることで、衝突側端部Ｅの軸圧潰変形を安定的に発生させることができると共に、非衝突側端部Ｅ’の曲げ変形を抑制することができる。
　なお、衝撃吸収部材１の衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対し鉛直方向Ｖの車内側に位置する場合の、衝突側端部Ｅにおけるインナー部材３の頂部３ｂから結合面Ｊまでの鉛直方向長さＶｉｎと、非衝突側端部Ｅ’におけるインナー部材３の頂部３ｂから結合面Ｊまでの鉛直方向長さＶｉｎ’は、Ｖｉｎ≧Ｖｉｎ’×２．８を満たすことが好ましい。これにより、衝突側端部Ｅの鉛直方向Ｖの車外側における車両長さ方向Ｌの引張応力と非衝突側端部Ｅ’の鉛直方向Ｖの車内側における車両長さ方向Ｌの圧縮応力の差を十分に小さくすることができ、Ｖｉｎ＜Ｖｉｎ’×２．８の場合に比べて衝撃吸収性能を向上させることができる。また、ＶｉｎとＶｉｎ’のより好ましい関係は、Ｖｉｎ≧Ｖｉｎ’×３である。
　また、Ｖｉｎ’は、Ｖｉｎ’≧８ｍｍを満たすことが好ましい。これにより、インナー部材３の曲げ剛性，強度を大きくすることができる。その結果、Ｖｉｎ’＜８ｍｍの場合に比べて非衝突側端部Ｅ’の曲げ変形を抑制することができ、衝撃吸収性能を向上させることができる。Ｖｉｎ’のより好ましい範囲は、Ｖｉｎ’≧１０ｍｍである。
　そして、Ｖｉｎ≧Ｖｉｎ’×３を満たし、かつ、Ｖｉｎ’≧１０ｍｍを満たす衝撃吸収部材１であれば衝撃吸収性能を更に向上させることができる。
　また、衝撃吸収性能の向上の観点からは、衝撃吸収部材１の車両長さ方向Ｌの長さＬ１が３００ｍｍ≦Ｌ１≦６５０ｍｍの範囲であって、かつ、衝突側端部Ｅと非衝突側端部Ｅ’の鉛直方向Ｖのオフセット量Ｖ０とＬ１の比が０．０１７≦Ｖ０／Ｌ１≦０．０８７を満たすことが好ましい。Ｌ１＜３００ｍｍ、またはＶ０／Ｌ１＜０．０１７の範囲では非衝突側端部Ｅ’を曲げるモーメントを抑える効果が小さく、非衝突側端部Ｅ’の曲げ変形抑制効果が小さい。また、６５０ｍｍ＜Ｌ１、または０．０８７＜Ｖ０／Ｌ１の範囲では、衝突側端部Ｅを曲げるモーメントが過大であり、曲げ変形の抑制効果が小さくなる。なお、衝撃吸収部材１の車両長さ方向Ｌの長さＬ１のより好ましい数値範囲は４００ｍｍ≦Ｌ１≦６００ｍｍである。また、衝突側端部Ｅと非衝突側端部Ｅ’の鉛直方向Ｖのオフセット量Ｖ０とＬ１の比のより好ましい数値範囲は０．０３５≦Ｖ０／Ｌ１≦０．０７０である。
＜第５の実施形態＞
　第５の実施形態の衝撃吸収部材も第４の実施形態と同様にリアサイドメンバー（レフト側）の衝撃吸収部材である。ただし、第５の実施形態の衝撃吸収部材は、衝突側端部Ｅと非衝突側端部Ｅ’との位置関係が第４の実施形態の衝撃吸収部材と逆になっている。即ち、第５の実施形態の衝撃吸収部材は、図３３に示すように衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対し、鉛直方向Ｖの車外側に変位Ｖ０だけオフセットした形状となっている。
　衝撃吸収部材１はアウター部材２とインナー部材３からなる。図３４～図３６に示すようにアウター部材２とインナー部材３の両部材は、第４の実施形態と同様に車両長さ方向Ｌに対し垂直な切断面の形状が、いわゆるハット形状を有しており、車両幅方向Ｗに突出するフランジ部２ａ、３ａが形成されている。アウター部材２とインナー部材３は、互いのフランジ部２ａ、３ａの面同士が合わされて結合される。また、図３３に示すようにアウター部材２とインナー部材３は、フランジ部２ａ、３ａが突出する方向（第５の実施形態では車両幅方向Ｗ）から見たときに結合面Ｊが直線状となるように形成されている。
　図３４に示すように第５の実施形態では、衝突側端部Ｅの車両長さ方向Ｌから見た断面において、アウター部材２の頂部２ｂから結合面Ｊまでの鉛直方向長さＶｏｕｔ（ハット高Ｈｏｕｔとも称す）が、インナー部材３の頂部３ｂから結合面Ｊまでの鉛直方向長さＶｉｎ（ハット高Ｈｉｎとも称す）よりも長くなっている。図３４～図３６に示すように、アウター部材２の頂部２ｂから結合面Ｊまでの鉛直方向長さは、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に近づくにつれて短くなっている。一方で、インナー部材３の頂部３ｂから結合面Ｊまでの鉛直方向長さは、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に近づくにつれて長くなっている。そして、図３６に示すように非衝突側端部Ｅ’においては、アウター部材２の頂部２ｂから結合面Ｊまでの鉛直方向長さＶｏｕｔ’が、インナー部材３の頂部３ｂから結合面Ｊまでの鉛直方向長さＶｉｎ’よりも短くなっている。
　第５の実施形態の場合、後面衝突時に衝撃吸収部材１に生じる曲げモーメントＭは、図２８に示す第４の実施形態の衝撃吸収部材１に生じる曲げモーメントＭとは逆回りのモーメントである。このため、第５の実施形態の衝撃吸収部材１は第４の実施形態の場合と異なり、鉛直方向Ｖの車外側に曲がっていく。
　一方、第５の実施形態の衝撃吸収部材１の場合、非衝突側端部Ｅ’における重心は、衝突側端部Ｅにおける重心に対し、鉛直方向Ｖにおける衝撃吸収部材１内のフランジ部２ａ、３ａの位置の変化に伴い、鉛直方向Ｖの車外側に移動することになる。このため、図３４～図３６にも示すように衝撃吸収部材１の重心Ｇの位置は、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に近づくにつれ、衝突側端部Ｅの重心Ｇ０の位置から鉛直方向Ｖの車外側に移動していく。なお、図３５および図３６においては、図３４に示す衝突側端部Ｅにおける重心Ｇ０の位置を点線で示している。
　衝突側端部Ｅの重心と非衝突側端部Ｅ’の重心がこのような位置関係となることで、曲げモーメントＭが、車両長さ方向Ｌに対して一定であると仮定した場合、図３７に示す応力分布図のように曲げモーメントＭによって衝突側端部Ｅで発生する鉛直方向Ｖの車内側の引張応力は、非衝突側端部Ｅ’で発生する引張応力に比べて小さくなる。一方で、曲げモーメントＭによって非衝突側端部Ｅ’で発生する鉛直方向Ｖの車外側の圧縮応力は、衝突側端部Ｅ側で発生する圧縮応力に比べて小さくなる。なお、図３７中の１点鎖線は、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に至る、車両長さ方向Ｌに垂直な切断面の重心を結んだ中立軸Ｎである。
　その結果、図８～図１０のような衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’にかけて車両長さ方向Ｌに垂直な切断面の重心の位置が変わらず、図１１のような応力分布となる従来の衝撃吸収部材に比べて、非衝突側端部Ｅ’における曲げ変形の誘発を抑制することが可能になると共に、衝突側端部Ｅにおける鉛直方向Ｖの車外側が座屈しにくい状況を改善することができる。即ち、衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対してオフセット方向（第５の実施形態では鉛直方向Ｖ）の車外側に位置する場合、第５の実施形態のような衝撃吸収部材１であれば、非衝突側端部Ｅ’の曲げ変形を抑制しつつ、衝突側端部Ｅの軸圧潰変形を安定的に発生させることができる。これにより、衝撃吸収性能を高めることが可能となる。
　以上の通り、衝撃吸収部材１の衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対しオフセット方向（第５の実施形態では鉛直方向Ｖ）の車外側に位置する場合、第５の実施形態のように車両長さ方向Ｌに垂直な切断面における重心の位置が、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’にかけて鉛直方向Ｖの車外側に移動するような構成の衝撃吸収部材１であれば、衝突側端部Ｅの軸圧潰変形を安定的に発生させることができると共に、非衝突側端部Ｅ’の曲げ変形を抑制することができる。換言すると、衝突側端部Ｅにおける衝撃吸収部材１の鉛直方向Ｖの車内側の引張応力と、非衝突側端部Ｅ’における衝撃吸収部材１の鉛直方向Ｖの車外側の圧縮応力の差を小さくすることで、衝突側端部Ｅの軸圧潰変形を安定的に発生させることができると共に、非衝突側端部Ｅ’の曲げ変形を抑制することができる。
　なお、衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対し鉛直方向Ｖの車外側に位置する場合の、衝突側端部Ｅにおけるアウター部材２の頂部２ｂから結合面Ｊまでの鉛直方向長さＶｏｕｔと、非衝突側端部Ｅ’におけるアウター部材２の頂部２ｂから結合面Ｊまでの鉛直方向長さＶｏｕｔ’は、Ｖｏｕｔ≧Ｖｏｕｔ’×２．８を満たすことが好ましい。これにより、衝突側端部Ｅの鉛直方向Ｖの車内側における車両長さ方向Ｌの引張応力と非衝突側端部Ｅ’の鉛直方向Ｖの車外側における車両長さ方向Ｌの圧縮応力の差を十分に小さくすることができ、Ｖｏｕｔ＜Ｖｏｕｔ’×２．８となる場合に比べて衝撃吸収性能を向上させることができる。また、ＶｏｕｔとＶｏｕｔ’のより好ましい関係は、Ｖｏｕｔ≧Ｖｏｕｔ’×３である。
　また、Ｖｏｕｔ’は、Ｖｏｕｔ’≧８ｍｍを満たすことが好ましい。これにより、アウター部材２の曲げ剛性，強度を大きくすることができる。その結果、Ｖｏｕｔ’＜８ｍｍの場合に比べて非衝突側端部Ｅ’の曲げ変形を抑制することができ、衝撃吸収性能を向上させることができる。Ｖｏｕｔ’のより好ましい範囲は、Ｖｏｕｔ’≧１０ｍｍである。
　そして、Ｖｏｕｔ≧Ｖｏｕｔ’×３を満たし、かつ、Ｖｏｕｔ’≧１０ｍｍを満たす衝撃吸収部材１であれば衝撃吸収性能を更に向上させることができる。
　また、衝撃吸収性能の向上の観点からは、衝撃吸収部材１の車両長さ方向Ｌの長さＬ１が３００ｍｍ≦Ｌ１≦６５０ｍｍの範囲であって、かつ、衝突側端部Ｅと非衝突側端部Ｅ’の鉛直方向Ｖのオフセット量Ｖ０とＬ１の比が０．０１７≦Ｖ０／Ｌ１≦０．０８７を満たすことが好ましい。Ｌ１＜３００ｍｍ、またはＶ０／Ｌ１＜０．０１７の範囲では非衝突側端部Ｅ’を曲げるモーメントを抑える効果が小さく、非衝突側端部Ｅ’の曲げ変形抑制効果が小さい。また、６５０ｍｍ＜Ｌ１、または０．０８７＜Ｖ０／Ｌ１の範囲では、衝突側端部Ｅを曲げるモーメントが過大であり、曲げ変形の抑制効果が小さくなる。なお、衝撃吸収部材１の車両長さ方向Ｌの長さＬ１のより好ましい数値範囲は４００ｍｍ≦Ｌ１≦６００ｍｍである。また、衝突側端部Ｅと非衝突側端部Ｅ’の鉛直方向Ｖのオフセット量Ｖ０とＬ１の比のより好ましい数値範囲は０．０３５≦Ｖ０／Ｌ１≦０．０７０である。
　第１～第５の実施形態における衝撃吸収部材の説明は以上の通りであるが、衝撃吸収部材の形状は第１～第５の実施形態で説明したものに限定されない。
　例えば第１～第５の実施形態では、アウター部材２のフランジ部２ａおよびインナー部材３のフランジ部３ａが、衝撃吸収部材１の閉断面の外側に突出するように形成されていたが、フランジ部２ａ、３ａが閉断面の内側に突出するように形成されていても良い。また、アウター部材２およびインナー部材３は、フランジ突出方向から見た結合面Ｊの少なくとも一部が曲線状となるように形成されていても良い。即ち、第１～第５の実施形態では、ハット高比（Ｈｉｎ＋Ｈｏｕｔ）の増加率が一定である場合について例示したが、フランジ突出方向から見たフランジ部２ａ、３ａの形状は直線状のものに限定されず、曲線状のものであっても良い。また直線状の部分と曲線状の部分を有するものであっても良い。このようにフランジ突出方向から見たフランジ部２ａ、３ａの形状に曲線状の部分がある場合には、ハット高比（Ｈｉｎ＋Ｈｏｕｔ）の増加率が平均で０．０３３以上であれば良い。ただし、途中で変曲点があるような結合面を有するものは、衝撃荷重の入力時にその変曲点で衝撃吸収部材が折れるおそれがあるため、好ましくない。また、例えば衝突側端部Ｅおよび非衝突側端部Ｅ’の車両幅方向Ｗのサイズや鉛直方向Ｖのサイズは互いに異なっていても良い。さらに、第１～第５の実施形態の衝撃吸収部材１は、アウター部材２の頂部２ｂやインナー部材３の頂部３ｂが平面状の形状であったが、曲面部を有する形状であっても良い。
　このように、衝撃吸収部材の形状としては様々なものが考えられるが、衝撃吸収性能を向上させるためには、衝突側端部Ｅおよび非衝突側端部Ｅ’のオフセット状態に応じ、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’にかけて重心の位置が適切な方向に移動していることが重要となる。ここで、アウター部材２およびインナー部材３の、車両長さ方向Ｌに対する垂直な切断面において、その切断面の重心Ｇからインナー部材３の頂部３ｂまでのオフセット方向の長さＧｉｎと、その切断面の重心Ｇからアウター部材２の頂部２ｂまでのオフセット方向の長さＧｏｕｔとの比（Ｇｉｎ／Ｇｏｕｔ）を“重心比”と定義する。
　第１の実施形態の場合、衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対しオフセット方向の“車外側”に位置しており、図１３～図１５に示すように衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に向かって重心比（Ｇｉｎ／Ｇｏｕｔ）が大きくなっている。第２の実施形態の場合、衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対しオフセット方向の“車外側”に位置しており、図１８～図２０に示すように衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に向かって重心比（Ｇｉｎ／Ｇｏｕｔ）が大きくなっている。第３の実施形態の場合、衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対しオフセット方向の“車内側”に位置しており、図２４～図２６に示すように衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に向かって重心比（Ｇｉｎ／Ｇｏｕｔ）が小さくなっている。第４の実施形態の場合、衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対しオフセット方向の“車内側”に位置しており、図２９～図３１に示すように衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に向かって重心比（Ｇｉｎ／Ｇｏｕｔ）が小さくなっている。第５の実施形態の場合、衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対しオフセット方向の“車外側”に位置しており、図３４～図３６に示すように衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に向かって重心比（Ｇｉｎ／Ｇｏｕｔ）が大きくなっている。
　即ち、衝撃吸収部材１の衝撃吸収性能を向上させるためには、衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対しオフセット方向の“車外側”に位置する場合には、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に向かって重心比（Ｇｉｎ／Ｇｏｕｔ）が大きくなっていくように衝撃吸収部材１が構成されていれば良い。一方で、衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対しオフセット方向の“車内側”に位置する場合には、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に向かって重心比（Ｇｉｎ／Ｇｏｕｔ）が小さくなっていくように衝撃吸収部材１が構成されていれば良い。
　換言すると、自動車の車両長さ方向Ｌに延び、車両長さ方向Ｌにおける両端部が、車両長さ方向Ｌから見た場合に互いに異なる位置となるようにオフセットした衝撃吸収部材１の衝撃吸収性能を向上させるためには、アウター部材２およびインナー部材３の、車両長さ方向Ｌに対する垂直な切断面の重心からインナー部材３の頂部３ｂまでのオフセット方向の長さＧｉｎと、該切断面の重心からアウター部材２の頂部２ｂまでのオフセット方向の長さＧｏｕｔとの比（Ｇｉｎ／Ｇｏｕｔ）を重心比と定義したとき、車両長さ方向Ｌにおける両端部のうち、車両長さ方向Ｌから見た位置が車外側にオフセットした端部側から、車内側にオフセットした端部側に向かって上記重心比が大きくなっていれば良い。
　また、前述のインナー部材３のハット高Ｈｉｎと、アウター部材３のハット高Ｈｏｕｔとの比（Ｈｉｎ／Ｈｏｕｔ）をハット高比と定義したとすると、衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対しオフセット方向の“車外側”に位置している第１の実施形態の場合、図１３～図１５に示すようにハット高比（Ｈｉｎ／Ｈｏｕｔ）が衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に向かって車外側に移動していく。第２の実施形態の場合、衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対しオフセット方向の“車外側”に位置しており、図１８～図２０に示すようにハット高比（Ｈｉｎ／Ｈｏｕｔ）が衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に向かって車外側に移動していく。第３の実施形態の場合、衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対しオフセット方向の“車内側”に位置しており、図２４～図２６に示すようにハット高比（Ｈｉｎ／Ｈｏｕｔ）が衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に向かって車内側に移動していく。第４の実施形態の場合、衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対しオフセット方向の“車内側”に位置しており、図２９～図３１に示すようにハット高比（Ｈｉｎ／Ｈｏｕｔ）が衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に向かって車内側に移動していく。第５の実施形態の場合、衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対しオフセット方向の“車外側”に位置しており、図３４～図３６に示すようにハット高比（Ｈｉｎ／Ｈｏｕｔ）が衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に向かって車外側に移動していく。
　換言すると、自動車の車両長さ方向Ｌに延び、車両長さ方向Ｌにおける両端部が、車両長さ方向Ｌから見た場合に互いに異なる位置となるようにオフセットした衝撃吸収部材１の衝撃吸収性能を向上させるためには、アウター部材２およびインナー部材３の、車両長さ方向Ｌに対する垂直な切断面において、インナー部材３のハット高Ｈｉｎと、アウター部材２のハット高Ｈｏｕｔとの比（Ｈｉｎ／Ｈｏｕｔ）をハット高比と定義したとき、車両長さ方向Ｌにおける両端部のうち、車両長さ方向Ｌから見た位置が車外側にオフセットした端部側から、車内側にオフセットした端部側に向かって上記ハット高比が大きくなっていれば良い。
　以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明はかかる例に限定されない。当業者であれば、特許請求の範囲に記載された技術的思想の範疇内において、各種の変更例または修正例に想到しうることは明らかであり、それらについても当然に本発明の技術的範疇に属するものと了解される。
　本発明の効果を検証するための実施例として、図３８および図３９に示すような本発明に係る衝撃吸収部材のモデルを作成し、衝撃吸収部材の衝突側端部に衝撃荷重を負荷するシミュレーションを実施した。
　実施例のモデルは、衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対し車両幅方向Ｗの車外側に位置している。衝突側端部Ｅにおけるアウター部材２の頂部２ｂから結合面Ｊまでの車両幅方向Ｗの長さＷｏｕｔは３１ｍｍであり、非衝突側端部Ｅ’におけるアウター部材２の頂部２ｂから結合面Ｊまでの車両幅方向Ｗの長さＷｏｕｔ’は１０ｍｍである。即ち、Ｗｏｕｔ／Ｗｏｕｔ’は３．１である。車両幅方向Ｗへのオフセット量Ｗ０は４２．０ｍｍであり、衝撃吸収部材の車両長さ方向の長さＬ１は６００ｍｍである。即ち、Ｗ０／Ｌ１が０．０７０である。なお、実施例においてはＷｉｎ／Ｗｏｕｔ＝０．６５、Ｗｉｎ’／Ｗｏｕｔ’＝４．１２であり、衝突側端部Ｅから非衝突側端部Ｅ’に向かって漸増するＷｉｎ／Ｗｏｕｔの増加率（（４．１２－０．６５）／６００）は０．０５８である。また、衝突側端部Ｅにおける重心比（Ｇｉｎ／Ｇｏｕｔ）は０．９３であり、非衝突側端部Ｅ’における重心比（Ｇｉｎ／Ｇｏｕｔ）は１．１９である。Ｗｉｎ／Ｗｏｕｔの増加率と同様に計算すると、重心比（Ｇｉｎ／Ｇｏｕｔ）の増加率は０．０００４である。平面視におけるアウター部材２の頂部２ｂと車両長さ方向Ｌとのなす角は８６度であり、平面視における結合面Ｊと車両長さ方向Ｌとのなす角は８８度である。
　また、比較例として図４０および図４１に示すような従来の衝撃吸収部材のモデルを作成し、衝撃吸収部材の衝突側端部に衝撃荷重を負荷するシミュレーションを実施した。
　比較例のモデルは、実施例と同様、衝突側端部Ｅが非衝突側端部Ｅ’に対し車両幅方向Ｗの車外側に位置している。衝突側端部Ｅにおけるアウター部材５２の頂部５２ｂから結合面Ｊまでの車両幅方向Ｗの長さＷｏｕｔは１０ｍｍであり、非衝突側端部Ｅ’におけるアウター部材５２の頂部５２ｂから結合面Ｊまでの車両幅方向Ｗの長さＷｏｕｔ’は１０ｍｍである。即ち、Ｗｏｕｔ／Ｗｏｕｔ’は１．０である。衝撃吸収部材の車両長さ方向の長さＬ１は６００ｍｍである。なお、比較例におけるＷｉｎ／Ｗｏｕｔの増加率および重心比（Ｇｉｎ／Ｇｏｕｔ）の増加率は共に０である。平面視におけるアウター部材５２の頂部５２ｂと車両長さ方向Ｌとのなす角は８６度であり、平面視における結合面Ｊと車両長さ方向Ｌとのなす角も同様に８６度である。
　なお、実施例の衝撃吸収部材、比較例の衝撃吸収部材ともに、アウター部材およびインナー部材が５９０ＭＰａ級の板厚１．２ｍｍのハイテン材であることを想定して物性値が設定されている。
　解析条件は図４２に示す通りであり、前面衝突（剛体壁衝突ともいう）を想定してシミュレーションを実施した。具体的には、車両長さ方向Ｌの前方から衝突側端部Ｅに当てた剛体壁を約２８ｋｍ／ｈの一定速度で移動させていき、非衝突側端部Ｅ’を完全拘束状態とした。なお、図４２で図示されたモデルは比較例のモデルであるが、実施例のモデルを用いたシミュレーションも同一の解析条件で実施している。
　シミュレーション後の実施例における衝撃吸収部材の変形状態を図４３に示す。また、シミュレーション後の比較例における衝撃吸収部材の変形状態を図４４に示す。図４３に示すように実施例の衝撃吸収部材では、非衝突側端部において曲げ変形が発生しておらず、衝突側端部において蛇腹状の軸圧潰変形をしていることがわかる。一方、図４４に示すように比較例の衝撃吸収部材では、非衝突側端部近傍において曲げ変形が発生し折れ曲がっていることがわかる。以上より、本発明に係る衝撃吸収部材は非衝突側端部の曲げ変形を抑制し、衝突側端部に蛇腹状の軸圧潰変形を安定的に発生させる効果があることがわかる。
　ここで、本シミュレーションにおける剛体壁の変位と入力荷重との関係を図４５に示す。なお、図４５の縦軸の“荷重比”とは、実施例および比較例のそれぞれの入力荷重値を比較例の最大入力荷重値で除して規格化したものである。図４５に示すように実施例の衝撃吸収部材は、安定的に荷重が入力されており、剛体壁の変位と共に継続的に軸圧潰変形が発生していることがわかる。一方、比較例の衝撃吸収部材は途中で曲げ変形が発生してしまい、それ以降の入力荷重が小さくなっている。
　次に、剛体壁の変位量に対する入力荷重の積分値を衝撃吸収部材のエネルギー吸収量として、図４６に剛体壁の変位とエネルギー吸収量との関係を示す。なお、図４６の縦軸の“吸収エネルギー比”とは、実施例および比較例のそれぞれのエネルギー吸収量を、剛体壁の変位が１５０ｍｍのときの比較例のエネルギー吸収量で除して規格化したものである。図４６によれば、実施例の衝撃吸収部材が比較例の衝撃吸収部材に比べてエネルギー吸収量が高いことがわかる。即ち、本発明に係る衝撃吸収部材は、非衝突側端部における曲げ変形を抑制し、衝突側端部において蛇腹状の軸圧潰変形を安定的に発生させる効果があり、これにより衝撃吸収性能が向上することがわかる。
　本発明の衝撃吸収部材は、自動車の衝撃吸収構造に組み込むことができる。例えば本発明によれば、衝撃吸収部材を有する部材と、キャビン側に接続される、湾曲部を有する変形抑制部材とを備えたサイドメンバーを構成することが可能である。フロントサイドメンバーの場合、“衝撃吸収部材を有する部材”とは例えば図２に示すようなフロンドサイドメンバーフロントであり、“キャビン側に接続される、湾曲部を有する変形抑制部材”とは例えば図２に示すようなフロントサイドメンバーリアである。また、リアサイドメンバーの場合、“衝撃吸収部材を有する部材”とは例えば図４に示すようなリアサイドメンバーリアであり、“キャビン側に接続される、湾曲部を有する変形抑制部材”とは例えば図４に示すようなリアサイドメンバーフロントである。また、本発明の衝撃吸収部材は、図１に示すようなサイドシルの車両長さ方向の端部に設けることも可能である。
１　　　　　衝撃吸収部材
２　　　　　アウター部材
２ａ　　　　アウター部材のフランジ部
２ｂ　　　　アウター部材の頂部
３　　　　　インナー部材
３ａ　　　　インナー部材のフランジ部
３ｂ　　　　インナー部材の頂部
５１　　　　従来の衝撃吸収部材
５２　　　　従来のアウター部材
５２ａ　　　従来のアウター部材のフランジ部
５３　　　　従来のインナー部材
５３ａ　　　従来のインナー部材のフランジ部
Ｅ　　　　　衝撃吸収部材の衝突側端部
Ｅ’　　　　衝撃吸収部材の非衝突側端部
Ｇ　　　　　重心
Ｇ０　　　　衝突側端部の重心
Ｇｉｎ　　　重心からインナー部材頂部までの長さ
Ｇｏｕｔ　　重心からアウター部材頂部までの長さ
Ｈｉｎ　　　インナー部材のハット高さ
Ｈｏｕｔ　　アウター部材のハット高さ
Ｊ　　　　　アウター部材とインナー部材の結合面
Ｌ　　　　　車両長さ方向
Ｌ１　　　　衝撃吸収部材の車両長さ方向の長さ
Ｎ　　　　　中立軸
Ｖ　　　　　鉛直方向
Ｖ０　　　　鉛直方向における非衝突側端部に対する衝突側端部のオフセット量
Ｖｉｎ　　　衝突側端部におけるインナー部材の頂部から結合面までの鉛直方向長さ
Ｖｉｎ’　　非衝突側端部におけるインナー部材の頂部から結合面までの鉛直方向長さ
Ｖｏｕｔ　　衝突側端部におけるアウター部材の頂部から結合面までの鉛直方向長さ
Ｖｏｕｔ’　非衝突側端部におけるアウター部材の頂部から結合面までの鉛直方向長さ
Ｗ　　　　　車両幅方向
Ｗ０　　　　車両幅方向における非衝突側端部に対する衝突側端部のオフセット量
Ｗｉｎ　　　衝突側端部におけるインナー部材の頂部から結合面までの車両幅方向長さ
Ｗｉｎ’　　非衝突側端部におけるインナー部材の頂部から結合面までの車両幅方向長さ
Ｗｏｕｔ　　衝突側端部におけるアウター部材の頂部から結合面までの車両幅方向長さ
Ｗｏｕｔ’　非衝突側端部におけるアウター部材の頂部から結合面までの車両幅方向長さ

Claims (11)

  1. 　自動車の車両長さ方向に延び、前記車両長さ方向における両端部が、前記車両長さ方向から見た場合に互いに異なる位置となるようにオフセットした衝撃吸収部材であって、
    　フランジ部で互いに結合されたハット形状の、アウター部材およびインナー部材を備え、
    　前記アウター部材および前記インナー部材の、前記車両長さ方向に対する垂直な切断面の重心から前記インナー部材の頂部までのオフセット方向の長さＧｉｎと、該切断面の重心から前記アウター部材の頂部までのオフセット方向の長さＧｏｕｔとの比（Ｇｉｎ／Ｇｏｕｔ）を重心比と定義したとき、
    　前記両端部のうち、前記車両長さ方向から見た位置が車外側にオフセットした端部側から、車内側にオフセットした端部側に向かって前記重心比が大きくなる、自動車の衝撃吸収部材。
  2. 　自動車の車両長さ方向に延び、前記車両長さ方向における両端部が、前記車両長さ方向から見た場合に互いに異なる位置となるようにオフセットした衝撃吸収部材であって、
    　フランジ部で互いに結合されたハット形状の、アウター部材およびインナー部材を備え、
    　前記アウター部材および前記インナー部材の、前記車両長さ方向に対する垂直な切断面において、前記インナー部材のハット高Ｈｉｎと、前記アウター部材のハット高Ｈｏｕｔとの比（Ｈｉｎ／Ｈｏｕｔ）をハット高比と定義したとき、
    　前記両端部のうち、前記車両長さ方向から見た位置が車外側にオフセットした端部側から、車内側にオフセットした端部側に向かって前記ハット高比が大きくなる、自動車の衝撃吸収部材。
  3. 　フランジ突出方向が鉛直方向であり、前記オフセットの方向が車両幅方向である、請求項１又は２に記載された自動車の衝撃吸収部材。
  4. 　前記両端部は、衝突側端部と非衝突側端部からなり、
    　前記衝突側端部における前記アウター部材の頂部から前記アウター部材と前記インナー部材との結合面までの車両幅方向長さをＷｏｕｔ、前記非衝突側端部における前記アウター部材の頂部から前記結合面までの車両幅方向長さをＷｏｕｔ’、前記衝突側端部における前記インナー部材の頂部から前記結合面までの車両幅方向長さをＷｉｎ、前記非衝突側端部における前記インナー部材の頂部から前記結合面までの車両幅方向長さをＷｉｎ’としたとき、
    　前記衝突側端部が前記非衝突側端部に対し前記車両幅方向の車外側に位置する場合には、Ｗｏｕｔ≧Ｗｏｕｔ’×２．８を満足し、
    　前記衝突側端部が前記非衝突側端部に対し前記車両幅方向の車内側に位置する場合には、Ｗｉｎ≧Ｗｉｎ’×２．８を満足する、請求項３に記載された自動車の衝撃吸収部材。
  5. 　前記両端部は、衝突側端部と非衝突側端部からなり、
    　前記非衝突側端部における前記アウター部材の頂部から前記アウター部材と前記インナー部材との結合面までの車両幅方向長さをＷｏｕｔ’、前記非衝突側端部における前記インナー部材の頂部から前記結合面までの車両幅方向長さをＷｉｎ’としたとき、
    　前記衝突側端部が前記非衝突側端部に対し前記車両幅方向の車外側に位置する場合には、Ｗｏｕｔ’≧８ｍｍを満足し、
    　前記衝突側端部が前記非衝突側端部に対し前記車両幅方向の車内側に位置する場合には、Ｗｉｎ’≧８ｍｍを満足する、請求項３又は４に記載された自動車の衝撃吸収部材。
  6. 　フランジ突出方向が車両幅方向であり、前記オフセットの方向が鉛直方向である、請求項１又は２に記載された自動車の衝撃吸収部材。
  7. 　前記両端部は、衝突側端部と非衝突側端部からなり、
    　前記衝突側端部における前記アウター部材の頂部から前記アウター部材と前記インナー部材との結合面までの鉛直方向長さをＶｏｕｔ、前記非衝突側端部における前記アウター部材の頂部から前記結合面までの鉛直方向長さをＶｏｕｔ’、前記衝突側端部における前記インナー部材の頂部から前記結合面までの鉛直方向長さをＶｉｎ、前記非衝突側端部における前記インナー部材の頂部から前記結合面までの鉛直方向長さをＶｉｎ’としたとき、
    　前記衝突側端部が前記非衝突側端部に対し前記鉛直方向の車外側に位置する場合には、Ｖｏｕｔ≧Ｖｏｕｔ’×２．８を満足し、
    　前記衝突側端部が前記非衝突側端部に対し前記鉛直方向の車内側に位置する場合には、Ｖｉｎ≧Ｖｉｎ’×２．８を満足する、請求項６に記載された自動車の衝撃吸収部材。
  8. 　前記両端部は、衝突側端部と非衝突側端部からなり、
    　前記非衝突側端部における前記アウター部材の頂部から前記アウター部材と前記インナー部材との結合面までの鉛直方向長さをＶｏｕｔ’、前記非衝突側端部における前記インナー部材の頂部から前記結合面までの鉛直方向長さをＶｉｎ’としたとき、
    　前記衝突側端部が前記非衝突側端部に対し前記鉛直方向の車外側に位置する場合には、Ｖｏｕｔ’≧８ｍｍを満足し、
    　前記衝突側端部が前記非衝突側端部に対し前記鉛直方向の車内側に位置する場合には、Ｖｉｎ’≧８ｍｍを満足する、請求項６又は７に記載された自動車の衝撃吸収部材。
  9. 　請求項１～８のいずれか一項に記載された衝撃吸収部材を有する部材と、キャビン側に接続される、湾曲部を有する変形抑制部材とを備えた、自動車のサイドメンバー。
  10. 　フロントサイドメンバーとして用いられる、請求項９に記載された自動車のサイドメンバー。
  11. 　リアサイドメンバーとして用いられる、請求項９に記載された自動車のサイドメンバー。
     
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