Einflussfaktoren auf die Exposition von Flurförderzeugfahrern gegenüber Ganzkörper-Vibrationen

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1 TECHNISCHE UNIVERSITÄT MÜNCHEN Fakultät für Maschinenwesen Lehrstuhl für Fördertechnik Materialfluss Logistik Einflussfaktoren auf die Exposition von Flurförderzeugfahrern gegenüber Ganzkörper-Vibrationen Gabriel Horst Ottmar Fischer Vollständiger Abdruck der von der Fakultät für Maschinenwesen der Technischen Universität München zur Erlangung des akademischen Grades eines Doktor-Ingenieurs (Dr.-Ing.) genehmigten Dissertation. Vorsitzender: Univ.- Prof. Dr. phil. Klaus Bengler Prüfer der Dissertation: 1. Univ.-Prof. Dr.-Ing. Willibald A. Günthner 2. Univ.-Prof. Dr.-Ing. Rainer Bruns, Helmut-Schmidt-Universität Universität der Bundeswehr Hamburg Die Dissertation wurde am bei der Technischen Universität München eingereicht und durch die Fakultät für Maschinenwesen am angenommen.

2 Herausgegeben von: Univ.-Prof. Dr.-Ing. Willibald A. Günthner fml Lehrstuhl für Fördertechnik Materialfluss Logistik Technische Universität München Zugleich: Dissertation. München: Technische Universität München, 2015 Dieses Werk ist urheberrechtlich geschützt. Die dadurch begründeten Rechte, insbesondere die der Übersetzung, des Nachdrucks, der Entnahme von Abbildungen, der Wiedergabe auf photomechanischem oder ähnlichem Wege und der Speicherung in Datenverarbeitungsanlagen bleiben auch bei nur auszugsweiser Verwendung vorbehalten. Layout und Satz: Gabriel Fischer Copyright Gabriel Fischer Printed in Germany 2015 ISBN: fml Lehrstuhl für Fördertechnik Materialfluss Logistik Technische Universität München Boltzmannstr Garching Telefon: Telefax:

3 Vorwort Während meiner Zeit als wissenschaftlicher Mitarbeiter am Lehrstuhl für Fördertechnik Materialfluss Logistik (fml) der Technischen Universität München habe ich mich intensiv mit unterschiedlichen Fragestellungen aus dem Gebiet der Flurförderzeuge auseinandergesetzt. Daraus ist diese Arbeit entstanden. Die Grundlage bildet das von mir geleitete und bearbeitete Forschungsprojekt Untersuchung der Humanschwingungen beim Betrieb von Flurförderzeugen. Ich bedanke mich bei allen Projektbeteiligten aus der Industrie und vom VDMA, die dieses Projekt sowohl zuerst ermöglicht und dann interessiert begleitet, als auch mich mit ihrer Erfahrung, ihrem Wissen und Versuchsfahrzeugen unterstützt haben. Mein besonderer Dank gilt meinem Doktorvater Herrn Prof. Dr.-Ing. W. A. Günthner für überaus interessante und abwechslungsreiche Jahre an seinem Lehrstuhl, der mir durch sein Vertrauen, seine fortlaufende Unterstützung und viele Freiräume ein selbstbestimmtes Arbeiten ermöglicht und somit zum Gelingen dieser Arbeit beigetragen hat. Zudem danke ich Herrn Prof. Dr.-Ing. Rainer Bruns für die Übernahme des Koreferats sowie Herrn Prof. Dr. phil. Klaus Bengler für die Übernahme des Vorsitzes der Prüfungskommission. Die Anstrengungen, die mit dieser Arbeit verbunden sind, fallen leichter, wenn man Menschen um sich weiß, an die man sich jederzeit wenden und auf deren Unterstützung man zählen kann. So bedanke ich mich bei all meinen ehemaligen Kollegen für das freundschaftliche, kollegiale und motivierende Arbeitsklima und die stets anzutreffende Hilfsbereitschaft. Und auch zu Hause konnte ich immer auf das Verständnis, die Unterstützung und die Motivation meiner Familie zählen. Ganz konkret möchte ich mich deswegen bei Janina, Alexander, Thomas, Eva, Stefan, Sebastian, Vroni, Josef, Gabi, Ottmar, Monika und Leonora bedanken. Gabriel Fischer I

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5 Kurzfassung Einflussfaktoren auf die Exposition von Flurförderzeugfahrern gegenüber Ganzkörper-Vibrationen Fahrer von Flurförderzeugen sind wie alle Bediener von mobilen Arbeitsmaschinen gegenüber Ganzkörper-Vibrationen exponiert. Diese Belastung, die je nach Höhe, Art und Dauer der Einwirkung eine Gefahr für die Gesundheit des Menschen darstellen kann, rückt mit der Festlegung von Expositionsgrenzwerten durch die Lärm- und Vibrations-Arbeitsschutzverordnung im Jahr 2007 zunehmend in den Fokus der Flurförderzeugbranche. Vorliegende Arbeit fasst den aktuellen Kenntnisstand aus der seit damals publizierten Fachliteratur zusammen und ergänzt diesen um eine ganzheitliche Untersuchung hinsichtlich der Haupteinflussfaktoren, die für die Vibrationsbelastung der Flurförderzeugfahrer verantwortlich sind und gleichzeitig als Stellgrößen dienen können, um eine Belastungsreduktion zu erreichen. Zu diesem Zweck werden drei repräsentative Vertreter der Flurförderzeugpopulation in Deutschland ausgewählt je ein Elektro- und Verbrenner-Gabelstapler sowie ein Schubmaststapler und als schwingungsfähige Mehrkörpermodelle abgebildet, um umfangreiche Parameterstudien durchführen zu können. Im Ergebnis bleibt festzuhalten, dass Fahrbahnanregung und Fahrgeschwindigkeit den stärksten Einfluss auf die Fahrerbelastung nehmen. Diese ist umso höher, je schneller das Fahrzeug fährt und je stärker die Anregung durch die Fahrbahn ist. Gleichzeitig verstärken sich beide Faktoren gegenseitig. Einen demgegenüber untergeordneten Einfluss weisen bei Gabelstaplern die Reifen bezüglich Steifigkeit und Dämpfung, die Kabinenlagerung aus Gummilagern sowie die transportierte Last, welche sich schwingungsdämpfend auswirkt, auf. Beim Schubmaststapler ist die Höhe der Belastung hingegen unabhängig von der transportierten Last. Fahrtrichtung und Neigung des Hubgerüsts besitzen für alle untersuchten Flurförderzeuge keinen nachweisbaren Einfluss auf die Fahrerbelastung. Zudem wird herausgearbeitet, dass nur mit einem korrekt an das Fahrergewicht eingestellten Sitz eine deutliche Schwingungsreduktion erzielbar ist. Abschließend wird hinsichtlich der zu erwartenden Belastung für Gabelstaplerfahrer ein Vorschlag für ein Tabellenwerk präsentiert, das neben einer Unterteilung der Fahrbahnbeschaffenheit auf drei Stufen auch eine Differenzierung nach Fahrgeschwindigkeit vorsieht. Basierend auf den Ergebnissen der Simulationsstudie ist festzuhalten, dass die Fahrt über ebene Fahrbahnen mit Gabelstaplern und Schubmaststaplern im Normalfall unkritisch ist. Nur wenn Fahrbahnen mit größeren Unebenheiten vorliegen, ist ein Erreichen von Auslöse- und Grenzwert innerhalb der Arbeitszeit nicht auszuschließen. III

6 Abstract Parameters of industrial truck drivers exposure to whole-body vibrations As well as all operators of mobile machines, drivers of industrial trucks are exposed to whole-body vibrations. These could pose a risk for human health depending on amount, type and duration of exposure. With the definition of exposure limits by the Occupational Health and Safety Ordinance on Noise and Vibration in 2007, whole body vibrations got into the focus of the industrial truck industry. This thesis summarizes the current state of knowledge and adds a holistic investigation regarding the main factors that are responsible for the vibration exposure of truck drivers. For this purpose three representative members of the German population of industrial trucks are selected one electric and one combustion forklift truck and a reach truck and converted into multibody models in order to carry out extensive parameter studies. Results show that road excitation and driving speed take the strongest influence on the driver's vibration exposure. This influence becomes higher, the faster the vehicle drives and the stronger the excitation by the roadway becomes. At the same time, both factors reinforce each other. Forklifts tire stiffness and damping, cab suspension with rubber bearings and transported load, which also reduce the strength of the vibrations, have a subordinated influence. In contrast to forklift trucks, the vibration load of reach trucks is independent of the transported load. The driving direction and the inclination of the lifting frame have no detectable influence on the driver's vibrations exposure for all examined industrial trucks. In addition, it can be demonstrated that only with a seat properly adjusted to the driver's weight a significant vibration reduction can be achieved. Finally, a proposal for tables listing the expected driver s vibration exposure is presented, that provide a classification of driving speed and road excitation in three increments. Based on the results of the simulation study the ride on flat roads with forklifts and reach trucks normally is not critical. Only when driving surfaces are uneven it can not be excluded that limit values are reached during working hours. IV

7 Inhaltsverzeichnis Verwendete Formelzeichen XI 1 Einführung Der Flurförderzeugfahrer im Fokus des Arbeitsschutzes Einflussfaktoren auf die Vibrationsbelastung kennenlernen Vorgehensweise und Struktur der Arbeit 8 2 Stand der Technik und Forschung Flurförderzeuge Einteilungskriterien Verbreitung Dynamische Simulation von Flurförderzeugen Ganzkörper-Vibrationen Auswirkungen auf die Gesundheit und die Sicherheit Messung und Kennwertberechnung Messung der Ganzkörper-Vibrationen Kennwertberechnung Rechtliche Rahmenbedingungen Ganzkörper-Vibrationen bei Flurförderzeugen 45 3 Forschungslücke und Aufgabenstellung Einflussfaktoren auf die Schwingungsbelastung Haupteinflussgröße Maschine Haupteinflussgröße Mensch Haupteinflussgröße Umwelt Haupteinflussgröße Management Aufgabenstellung 67 4 Planung der Untersuchung Auswahl der Forschungsmethoden Datenerhebung Datenauswertung 74 V

8 Inhaltsverzeichnis 4.2 Auswahl der Flurförderzeuge Gabelstapler Elektro-Schmalgangstapler Auswahl der Fahrersitze Fahrbahnoberflächen im Einsatzgebiet der Flurförderzeuge Versuchsplan 87 5 Modellbildung der Flurförderzeuge Mehrkörpersimulation Mehrkörpersysteme Kinematische Struktur und Bewegungsgleichungen Vorgehen bei der Erstellung der Mehrkörpersysteme Modellierung gemeinsamer Teilkomponenten Reifen Auswahl des Reifenmodells Geometrie Steifigkeit Dämpfung Fahrantrieb Fahrbahn Straßenmodelle für die Mehrkörpersimulation Periodische Unebenheiten Regellose Unebenheiten Herausragende Einzelhindernisse Generierung von Fahrbahnen für die Simulation Sitz Modellaufbau Parameterbestimmung Sitzübertragungsfaktor Fahrer Hubgerüst Mechanischer Aufbau Hydraulikzylinder Hubkette 139 VI

9 Inhaltsverzeichnis Mastspiel durch Rollenkontakte Lagerung von Kabine und Pendelachse Fahrzeugstruktur Auskragende Radarme des EFM Motorabdeckung/Sitzplatte Bestimmung von Masse und Schwerpunkt Simulationsmodelle der Flurförderzeuge Gabelstapler Schubmaststapler Verifikation und Validierung der Simulationsmodelle Verifikation der Simulationsmodelle Validierung der Teilkomponenten Reifen Fahrer Sitz Validierung der Simulationsmodelle durch Fahrversuche Teststrecke Messtechnik und Datenaufbereitung Durchführung der Referenzmessungen Vergleichsrechnungen Gabelstapler DFG Gabelstapler EFG Schubmaststapler EFM Reproduzierbarkeit der Ergebnisse und Replikation Abschließende Bewertung Einflussfaktoren auf die Vibrationsbelastung Grundlegende Einflussfaktoren Effekte und Grundlagen der Varianzanalyse Dominierende Schwingungsrichtung Wahrnehmbarkeit von Effekten Gabelstapler EFG 20 und DFG Schubmaststapler EFM Fazit 195 VII

10 Inhaltsverzeichnis 7.2 Detailbetrachtung von Fahrbahnanregung, Fahrgeschwindigkeit und Last Versuchsumfang Grundlagen der linearen Regression Einzelhindernisse Schwellenüberfahrt Modellansatz Gabelstapler EFG Gabelstapler DFG Schubmaststapler EFM Regellose Unebenheiten Modellansatz Gabelstapler EFG Gabelstapler DFG Schubmaststapler EFM Klassifizierte Böden Sonstige Anregungen Fugen Einseitige Anregung der Räder Fazit Fahrerplatzlagerung Fahrerkabine bei Gabelstaplern Sitzplatte Schubmaststapler Fahrer und Sitz Gewichtseinstellung Einfluss der Belastungshöhe Abschließende Bewertung und Abschätzung der Fahrerbelastung Maßgebliche Einflussfaktoren Bestimmung der Fahrbelastung Mittlere Fahrerbelastung Exemplarische Betrachtung von Hindernissen Zusammenfassung und Ausblick 257 Literaturverzeichnis 263 Abbildungsverzeichnis 297 VIII

11 Inhaltsverzeichnis Tabellenverzeichnis 313 Anhang A Ergänzungen zu grundlegenden Einflussfaktoren A-1 A.1 Varianzanalyse A-1 A.2 Haupteffekte A-11 A.3 Wechselwirkungen A-16 Anhang B Ergänzungen Detailbetrachtung Fahrbahnanregung B-1 B.1 Fahrbahnunebenheiten B-1 B.2 Streudiagramme B-3 B.3 Diagramme zu Teilaspekten B-8 B.4 Tabellen lineare Regression B-22 B.5 Klassifizierte Böden B-23 B.6 Fugen B-29 B.7 Einzelradanregung B-35 Anhang C Ergänzungen Fahrer und Sitz C-1 IX

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13 Verwendete Formelzeichen Lateinische Buchstaben Zeichen Einheit Bedeutung 2 A (8) ms Tagesexposition 2 at () ms Beschleunigung als Funktion der Zeit a Konstante für Kohärenzfunktion h 2 a 0 ms Beurteilungsbeschleunigung a allgemeine Fahrbahnanregung Boden a Boden transformierte allgemeine Fahrbahnanregung a ein a () w t a w(8) aw( t 0 ) a we a wh, a wm, a wo, a wp a ws a wt a wt, Basis a wt, N 2 ms 2 ms 2 ms 2 ms 2 ms 2 ms 2 ms 2 ms 2 ms 2 ms 2 ms 2 ms 2 ms Beschleunigung an der Einleitstelle in den menschlichen Körper frequenzbewertete Beschleunigung als Funktion der Zeit Beurteilungsbeschleunigung für eine Beurteilungsdauer von acht Stunden gleitender Effektivwert energieäquivalenter Mittelwert für die Einwirkungsdauer T e formaler Effektivwert der frequenzbewerteten Beschleunigung für ein Hindernis Effektivwert der frequenzbewerteten Beschleunigung mit Hindernis Effektivwert der frequenzbewerteten Beschleunigung ohne Hindernis Effektivwert der frequenzbewerteten Beschleunigung auf dem Schwingtisch Effektivwert der frequenzbewerteten Beschleunigung auf dem Sitz Effektivwert der frequenzbewerteten Beschleunigung Normierungsbasis für den normierten Effektivwert der frequenzbewerteten Beschleunigung a wt, N normierter Effektivwert der frequenzbewerteten Beschleunigung XI

14 Verwendete Formelzeichen a ˆwT, N B b ˆb 2 ms m geschätzter normierter Effektivwert der frequenzbewerteten Beschleunigung Querschnittsbreite des Reifens Bandfaktor Regressionskoeffizient bfe lg e m Felgenbreite c C F Nm c Kette, h Nm 2 Nm c Kette, v Nm c kette, spez c Kette, Zug Nm standardisierter Regressionskoeffizient allgemeine Steifigkeit Scheitelfaktor (Crest-Faktor) Steifigkeit des hinteren Teils der Hubkette spezifische Hubkettensteifigkeit Steifigkeit des vorderen Teils der Hubkette Steifigkeit der Hubkette bei Zug c Kontakt Nm Kontaktsteifigkeit c Reifen Nm Reifensteifigkeit c Reifen, grund Nm c S,o, S,u c Nm c SF, Nm c SF,,0 Nm Reifensteifigkeit der Grundausstattung Federsteifigkeit des oberen/unteren Gummipuffers Federsteifigkeit der mechanischen Sitzfeder gewichtsunabhängiger Federsteifigkeitsanteil der mechanischen Sitzfeder c S,F,SE N ( m kg) gewichtsabhängiger Federsteifigkeitsanteil der mechanischen Sitzfeder c S, Pol Nm c Sx,, c Sy, N rad c HG, ges Nm c Zyl Nm d D A N s m m Federsteifigkeit des Sitzpolsters Sitz-Torsionssteifigkeit um x/y-achse Steifigkeit des Gesamtsystems Hubgerüst Steifigkeit des Hydraulikzylinders allgemeine Dämpfungskonstante Außendurchmesser des Reifens DFe lg e m Felgendurchmesser d Kette N s m d Kontakt, max N s m d Reifen N s m d Reifen, grund N s m Dämpfungskonstante der Hubkette maximale Dämpfungskonstante für Kontakt Dämpfungskonstante des Reifens Dämpfungskonstante des Reifens in Grundausstattung XII

15 Verwendete Formelzeichen d SD, N s m ds, o, d S, u N s m d S, Pol N s m df d Zyl N s m E e E1, E2, E E H * 2 3 m s 2 N mm 2 3 m s F ein N F emp F Fahrbahn N f G F Kette N f max Hz f min Hz F N Dämpfungskonstante des eingebauten Dämpfers Dämpfungskonstante der oberen/unteren Gummipuffer Dämpfungskonstante des Sitzpolsters Anzahl der Freiheitsgrade Dämpfungskonstante eines Hydraulikzylinders Effekt energieproportionale Beschleunigungsgröße Kraftexponent bei Kontaktkraftberechnung Residuum E-Modul der Kontaktkörper energieproportionale Beschleunigungsgröße eines Hindernisses Kraft an der Einleitungsstelle in den menschlichen Körper empirischer F-Wert Kraft aus Fahrbahnanregung Anzahl der Freiheitsgrade eines Gelenks Kraft in der Hubkette größte zu berücksichtigende Frequenz kleinste zu berücksichtigende Frequenz N Kontaktnormalkraft F Reifen N Radlast f Reifen m F S, FD N F S, FD, rück N Einfederung des Reifens unter Last Feder-Dämpfer-Kraft des Sitzes Rückstellkraft des Sitzes F S, F, Vor N Sitzvorspannkraft F S, Pol N F Steuer N Steuerkraft f System f tat G g g K m g K, max m Rückstellkraft des Sitzpolsters Anzahl der unabhängigen verallgemeinerten Freiheitsgrade Anzahl der tatsächlichen Freiheitsgrade Anzahl der Faktorstufen Faktorstufe Durchdringung zweier Körper Schwellwert für maximale Dämpfung im Kontakt XIII

16 Verwendete Formelzeichen H ht () hx ( ) ĥ H 0 h 0 m Reifenhöhe m m Fahrbahnunebenheit in Abhängigkeit der Zeit Fahrbahnunebenheit in Abhängigkeit der Wegposition m Unebenheitsamplitude m Nullhypothese Nulllage des Höhenprofils h eff, n m Bandeffektivwert h Schwelle m Schwellenhöhe IF w J K k kx, ky, k z ki, ki L L 0 u l 1, l 2 l b o Instationaritätsfaktor Anzahl der Beobachtungswerte Anzahl der beschreibenden Faktoren Anzahl der Beobachtungen pro Faktorstufeneinstellung Beobachtungszeitpunkt richtungsabhängiger Korrekturfaktor untere/obere Grenze des Konfidenzintervalls m Wellenlänge m Bezugswellenlänge m Abschnitte der Teststrecke m Lagerrollenbreite l ges m Teststreckenlänge l Kette m L max m L min m M m kg m Fak m Last kg Mf () kg Einbaulänge der Hubkette größte Wellenlänge kleinste Wellenlänge Anzahl der Beobachtungswerte allgemeine bewegte Masse Anzahl der Faktorstufenkombinationen transportierte Last m nenn kg Nennlast m SE kg m S, oben kg MS b scheinbare Masse des menschlichen Körpers Gewichtseinstellung am Sitz mitschwingende Masse des Sitzes mittlere quadratische Abweichung zwischen den Faktorstufen XIV

17 Verwendete Formelzeichen MS t MS w MTVV N N B n G N H n K 2 ms n red p p mit r 2 R 2 R korr r stat m r dyn m s s 0 m mittlere quadratische Abweichung mittlere quadratische Abweichung innerhalb der Faktorstufen Maximum Transient Vibration Value Anzahl der Simulationen Anzahl der Wegkreisfrequenzen Anzahl aller Beobachtungen Anzahl der Gelenke eines Mehrkörpersystems Anzahl der Hindernisse Anzahl der Starrkörper eines Mehrkörpersystems Anzahl der redundanten Bindungen eines Mehrkörpersystems Signifikanz Konstante für Kohärenzfunktion h Faktor zum Ausgleich der mitschwingenden Masse eines Menschen auf dem Sitz Anzahl der Zwangsbedingungen eines Mehrkörpersystems Bestimmtheitsmaß korrigiertes Bestimmtheitsmaß statischer Halbmesser des Reifens dynamischer Rollradius Auslenkung der oberen Sitzplatte Standardfehler der Schätzung s AP m Sitzarbeitspunkt s b s G m s max m so, s u m s p s vor m SS b SS t Konstante für Kohärenzfunktion h Standardfehler des Regressionskoeffizientens Einfederung eines Profilstollenelements aus Gummi maximale Sitzauslenkung Position oberer/unterer Anschlag Gummipuffer m Spurweite vorgespannte Länge der mechanischen Feder Summe der quadrierten Abweichung zwischen den Faktorstufen Gesamtabweichung XV

18 Verwendete Formelzeichen SS w SEAT T t T 0 t 0 T e s s s s s t emp u m v ein ms Summe der quadrierten Abweichung innerhalb der Faktorstufen Sitzübertragungsfaktor Dauer der Messung Zeit Beurteilungszeit Beobachtungszeitpunkt Einwirkungsdauer empirischer t-wert Auslenkung des Sitzpolsters Störgröße v Fahr ms Fahrgeschwindigkeit v Fahr, max ms v Fahr, min ms 175, VDV ms 1,75 VDV total ms Wd, W k X x Schwinggeschwindigkeit an der Einleitungsstelle in den menschlichen Körper größte Fahrgeschwindigkeit kleinste Fahrgeschwindigkeit Vibrationsdosiswert (Vibration Dose Value) Gesamtschwingungsdosiswert Frequenzbewertungskurven unabhängige/erklärende Variable m Periodenlänge m x min m x Zyl m Y y ˆ Y ŷ y g relative Verschiebung der Verbindungspunkte in Kettenlängsrichtung Schwellwert für Hubkettensteifigkeit im Zug-Bereich Einfederung eines Hydraulikzylinders allgemeine abhängige Variable Gesamtmittelwert aller Beobachtungen Schätzwert der abhängigen Variable Schätzwert eines Beobachtungswerts y gk Beobachtungswert Zf () N s m Mittelwert der Beobachtungswerte für eine Faktoreinstellung mechanische Eingangsimpedanz des menschlichen Körpers XVI

19 Verwendete Formelzeichen Griechische Buchstaben Zeichen Einheit Bedeutung max h 2 p rad Phasenverschiebung s tread s 3 h m 3 l m 3 lr m r 0 a e 3 m maximale Neigung Hubgerüst Regressionskoeffizient des stochastischen Modells Kohärenzfunktion für Spurweite Schrittweite partielles Eta-Quadrat Lagrange Multiplikator Querdehnungszahl Integrationszeitkonstante der Gleitende-Effektivwert- Methode Relaxationszeit des Gummis im Reifen spektrale Dichte der Fahrbahnunebenheiten spektrale Dichte der Fahrbahnunebenheiten der linken Seite Kreuzprodukt der spektralen Dichten der Fahrbahnunebenheiten von linker und rechter Seite spektrale Dichte der Fahrbahnunebenheiten der rechten Seite 1m Wegkreisfrequenz 1m Bezugs-Wegkreisfrequenz 1m 1m max 1m min 1m p 1m untere Grenze des Frequenzbands obere Grenze des Frequenzbands größte Wegkreisfrequenz kleinste Wegkreisfrequenz Bezugs-Wegkreisfrequenz für Spurweite XVII

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21 1 Einführung Mens sana in corpore sano ein gesunder Geist in einem gesunden Körper. Dieses verkürzte Zitat aus den Satiren des römischen Dichters Juvenal ist allseits bekannt, und seine Bedeutung ist angesichts steigender Belastungen im heutigen beruflichen Umfeld und der Einführung der Rente mit 67 aktueller denn je. Gerade der gesunde Geist scheint in der heutigen Zeit in Gefahr zu sein, vergegenwärtigt man sich die stark steigenden Zahlen psychischer Erkrankungen und Burnout. Eine Auswertung der Bundespsychotherapeutenkammer aus dem Jahr 2012 legt offen, dass seit 2004 die Anzahl der Krankschreibungen aufgrund eines Burnout um 700 % und die Anzahl der betrieblichen Fehltage sogar um fast % gestiegen ist. Auch generell ist eine stetige Zunahme der psychischen Erkrankungen bei betrieblichen Fehltagen zu verzeichnen. So sind nach der Studie % der Arbeitsunfähigkeitstage im Jahr 2011 auf psychische Erkrankungen zurückzuführen. [Bun-2012a] Doch bei all der gesteigerten Aufmerksamkeit gegenüber den psychischen Erkrankungen darf auch der corpus sanus, der gesunde Körper, nicht außer Acht gelassen werden. So geben die Antworten der vom Bundesinstitut für Berufsbildung (BIBB) in Kooperation mit der Bundesanstalt für Arbeitsschutz und Arbeitsmedizin (BAuA) durchgeführten Erwerbstätigenbefragung von Erwerbstätigen ab 15 Jahren aus dem Jahr 2012 Anlass zum Nachdenken. Lediglich 54 % der Befragten beschreiben ihren Gesundheitszustand als gut, weitere 12 % als weniger gut und 2 % sogar als schlecht [Wit-2013]. Durchschnittlich war im Jahr 2012 jeder Arbeitnehmer 12,2 Tage arbeitsunfähig, weswegen durch Produktionsausfall wirtschaftliche Kosten von 12,4 Mrd. entstanden sind [Bun-2012b]. Die wichtigste Rolle spielt dabei die Volkskrankheit Rückenschmerz. So leiden einer Umfrage des Robert Koch-Instituts 62 % der Bevölkerung an Rückenschmerzen [Koh-2004]. Krieger geht sogar davon aus, dass mehr als 80 % der Deutschen im Laufe ihres Lebens diese Krankheit ereilt [Kri-2013]. Bezogen auf die Gruppe der Erwerbstätigen leiden 46 % an Schmerzen im unteren Rücken bzw. Kreuzschmerzen [Wit-2013]. Daher verwundert es nicht, dass Muskel- und Skeletterkrankungen der wichtigste Grund für Krankmeldungen von Pflichtversicherten sind [Gra-2013a]. Im Jahr 2012 können gut 24 % aller Arbeitsunfähigkeitstage darauf zurückgeführt werden, in Summe sind dies ganze 122 Mio. Tage bei steigender Tendenz [Bun-2012b]. Anhand der genannten Zahlen liegt es nahe, dass Arbeitsschutz und Prävention die wichtige Schlüsselfunktion einnehmen, um die Gesundheit der Arbeitnehmer zu schützen. Auch Angestellte in der Logistikbranche sind bei der Ausübung ihres Be- 1

22 1 Einführung rufs physischen Belastungen ausgesetzt und werden durch die zuständigen Berufsgenossenschaften in den Arbeitsschutz einbezogen. 1.1 Der Flurförderzeugfahrer im Fokus des Arbeitsschutzes Der Arbeitsschutz vereint alle Maßnahmen zum Schutz der Beschäftigten bei der Arbeit, um die Gesundheit, die Arbeitskraft und die Leistungsfähigkeit des arbeitenden Menschen zu erhalten. Er lässt sich in die drei Bereiche des allgemeinen, des technischen und des sozialen Arbeitsschutzes unterteilen. Während der allgemeine Arbeitsschutz sicherstellt, dass die Grundsätze des Arbeitsschutzes sowie die Pflichten von Arbeitgeber und Arbeitnehmer eingehalten werden, ist die Aufgabe des technischen Arbeitsschutzes, dass gesetzliche Bestimmungen bezüglich der Bereitstellung von Arbeitsmitteln durch Arbeitgeber sowie der Benutzung dieser Arbeitsmittel durch die Beschäftigten bei der Arbeit eingehalten werden. Der soziale Arbeitsschutz fokussiert dagegen die Bestimmungen des Mutterschutzgesetzes, des Jugendarbeitsschutzgesetzes und des Arbeitszeitgesetzes. [Bay-2013] Die vorliegende Arbeit rückt die Fahrer von Flurförderzeugen in den Vordergrund des Arbeitsschutzes. Denn beim Umgang mit Flurförderzeugen kann es zum einen schnell zu schweren oder sogar tödlichen Unfällen kommen, bei denen der Flurförderzeugfahrer selbst oder Personen im Umfeld verletzt werden. So ereigneten sich im Jahr 2007 im Bereich Großhandel und Lagerei meldepflichtige Unfälle 1 [Kan-2009]. Zum anderen ist zu beachten, dass der Gabelstaplerfahrer während der Ausübung seiner Tätigkeit im Normalfall physischen Belastungen ausgesetzt ist, die es zu minimieren gilt. Bei genauerer Betrachtung der Unfälle bei Flurförderzeugen mit Fahrersitz ist nach Kany festzuhalten (Abbildung 1-1), dass die Anfahrunfälle, bei denen der Fahrer selbst oder andere Personen verletzt werden, mit 45 % (2006) bzw. 39 % (2007) den größten Anteil einnehmen [Kan-2009]. Als Ursache können die Unachtsamkeit des Fahrers, Zeitdruck, nicht optimale Betriebsabläufe sowie eine eingeschränkte Sicht des Fahrers angeführt werden. Zur Vermeidung sind technische (z. B. Beschaffung von Flurförderzeugen mit guter Sicht) und organisatorische Maßnahmen (z. B. Optimierung der Verkehrswege, Panoramaspiegel im Kreuzungsbereich) zu ergreifen. 1 Die tatsächliche Zahl ist höher einzustufen, da einige Unfälle mit kraftbetriebenen Flurförderzeugen unter Beteiligung anderer Arbeitsmittel diesen zugeordnet sein können [Kan-2009]. Über alle Branchen einschließlich der Unfallversicherungsträger der öffentlichen Hand sind im Jahr 2007 insgesamt meldepflichtige Arbeitsunfälle zu verzeichnen [Bun-2010a]. 2

23 1.1 Der Flurförderzeugfahrer im Fokus des Arbeitsschutzes Anteil meldepflichtiger Unfälle [%] (N= 459) 2007 (N= 566) 0 Anfahren Auf-/ Absteigen Absturz Ladegut Kippen Ladebrücke Herabfallen Gabelzinke Hochfahren Wartung/ Reparatur Hubladebühne Sonstige Abbildung 1-1: Meldepflichtige Unfälle mit Flurförderzeugen mit Fahrersitz nach [Kan-2009] Auf Platz zwei folgen Unfälle beim Auf- und vor allem beim Absteigen (bzw. Abspringen) mit ca. 35 %, bei denen der Fahrer selbst der Leidtragende ist, was üblicherweise Zeitdruck, Unachtsamkeit und fehlenden bzw. unzweckmäßigen Tritten geschuldet ist. Auch wenn sie mit 2-3 % einen vergleichsweise kleinen Anteil am gesamten Unfallgeschehen einnehmen, führen Kippunfälle in Längsrichtung oder zur Seite häufig zu schweren bis schwersten bis hin zu tödlichen Verletzungen. Diesen Unfällen kann aktiv durch technische Maßnahmen begegnet werden. Anzuführen sind eine Verriegelung der Pendelachse gegenüber dem Fahrzeugchassis sowie eine Reduzierung der Fahrgeschwindigkeit abhängig vom Lenkwinkel oder der Hubhöhe [Hei-2003]. Ein Beckengurt alleine ist nicht ausreichend, auch hier sind tödliche Unfälle auf Grund der mangelnden Akzeptanz und der daraus folgenden ausbleibenden Nutzung zu verzeichnen. Abhilfe hierfür schafft eine Gurtschlossüberwachung [Hei- 2003]. Das Unfallgeschehen beim Umgang mit Flurförderzeugen mit Fahrerstand lehnt sich stark an das skizzierte Bild bei Flurförderzeugen mit Fahrersitz an. [Kan- 2009] Neben den Unfällen, die sich als Einzelereignis auszeichnen, wurden bereits die kontinuierlichen physischen Belastungen angesprochen, denen der Flurförderzeugfahrer ausgesetzt ist. Diese können nach Schäfer und Kany in erster Linie in drei Bereiche unterteilt werden [Sch-2009a]: 3

24 1 Einführung Verdrehen der Wirbelsäule beim Rückwärtsfahren seitliche Bewegung des Kopfes beim Fahren, um Sichteinschränkungen zu kompensieren Ganzkörper-Vibrationen Ist durch große Lasten die Sicht auf die Fahrbahn versperrt oder sind Gefällestrecken zu befahren, ist der Fahrer angewiesen, rückwärts zu fahren. Nach Haimerl beträgt der Anteil der Rückwärtsfahrt sogar annähernd 50 % [Hai-2005]. Da der Sitz bei Gabelstaplern im Normalfall nach vorne ausgerichtet ist, wird eine Verdrehung der Wirbelsäule erzwungen. Effektive Abhilfe können Fahrzeuge mit Drehsitz verschaffen [Sch-2003]. Fahrzeuge mit drehbarer Kabine, wie in [Rie-2005b] beschrieben, haben sich bis jetzt am Markt nicht durchsetzen können, dafür sind einige Modelle mit einer hochgesetzten Kabine ausgestattet. Unabhängig von eingeschränkten Sichtverhältnissen im Lager durch z. B. Regale zwingen schon Bauteile des Fahrzeugs selbst den Fahrer zu ständigen Kopfbewegungen, um den Fahrweg vollständig einsehen zu können. Funktionsbedingt stellt das Hubgerüst eine Sichtbehinderung nach vorne dar, auch der Kabinenrahmen und Anbauteile wirken sich negativ auf die Sicht aus. Bei der Beschaffung eines Gabelstaplers sollte der Unternehmer deswegen auf eine optimierte Konstruktion achten. [Sch-2009a; Kan-2012]. Während ihres Betriebs werden im Normalfall alle Flurförderzeuge zu Schwingungen angeregt und übertragen diese über die Standplattform oder den Sitz auf den Fahrer. Da diese dabei auf den gesamten Körper einwirken, spricht man von Ganzkörper-Vibrationen. Ganzkörper-Vibrationen mindern nicht nur den Komfort, sondern können auch zu Muskel- und Skeletterkrankungen sowie Durchblutungsstörungen führen und stellen somit eine Gefährdung für die Gesundheit und die Sicherheit des Menschen dar [CEN-1996]. Hiervon sind jedoch nicht nur Fahrer von Flurförderzeugen betroffen. Insgesamt 21 % der Befragten der BIBB/BAuA-Erwerbstätigenbefragung geben an, Arbeiten mit starken Erschütterungen, Stößen und Schwingungen, die man im Körper spürt, auszuführen, bei 4 % ist dies sogar häufig der Fall. Von den Letztgenannten fühlen sich 54 % durch die Vibrationen belastet, bezogen auf alle Befragten sind dies 2,3 % [Wit-2013]. Neben den bereits angesprochen Faktoren Rückwärtsfahren und Ganzkörper- Vibrationen zählen nach Kuhnt auch die monotone Sitzhaltung sowie der Klimawechsel durch unterschiedliche Arbeitsräume zu den wichtigsten Faktoren, die beim Flurförderzeugfahrer während des Fahrens zu Rückenproblemen führen können [Kuh-2001]. 4

25 1.1 Der Flurförderzeugfahrer im Fokus des Arbeitsschutzes Abseits des klassischen Gegengewichtsgabelstaplers ist bei Schubmaststaplern noch ein weiterer Aspekt zu berücksichtigen. Beim Ein- und Auslagern von Waren in hochgelegenen Regalfächern muss der Fahrer seinen Kopf weit nach hinten überstrecken, was ergonomisch ungünstig ist und Ermüdungen und Verspannungen hervorruft. Dem können Sitze mit variablem Neigungswinkel sowie neigbare Kabinen entgegenwirken. [Kan-2012] Neben den aufgeführten Belastungen, die beim Fahren des Flurförderzeugs auftreten, kann das Aufgabenfeld des Gabelstaplerfahrers als Logistiker zusätzliche manuelle Tätigkeiten erfordern. Üblicherweise fallen diese an, wenn einzelne Lasten ein-, aus- oder umgelagert werden müssen. Hierdurch ergeben sich zusätzliche Belastungen durch Heben, Tragen, Ziehen und Schieben der Waren. So ermittelt Walch im Rahmen einer Feldstudie ein Belastungsprofil der operativen Logistik, das vornehmlich von hoher körperlicher Belastung geprägt ist. Insbesondere in der Kommissionierung treten Belastungen durch das Heben von Lasten auf, die ein hohes Maß an Gesundheitsrisiko für die Logistiker bergen [Wal-2011]. Ebenso wie das Verdrehen der Wirbelsäule, die seitliche Kopfbewegung sowie das Überstrecken des Kopfs steht die Belastung aus manueller Kommissioniertätigkeit nicht im Fokus der vorliegenden Arbeit. Diese konzentriert sich ausschließlich auf Ganzkörper-Vibrationen, gegenüber denen der Flurförderzeugfahrer exponiert ist. Obwohl die Gefahr, die von Ganzkörper-Vibrationen ausgeht, seit langem bekannt ist und deswegen früh Flurförderzeugfahrer in Langzeituntersuchungen einbezogen wurden (z. B. [Neu-1997]) sowie auch auf Fachtagungen und Informationsblättern die Branche der Flurförderzeugbetreiber durch entsprechende Beiträge sensibilisiert wurde (z. B. [Fis-2001; Kuh-2001; Ber-2003; Hel-2005]), hat man seitens der Branche dem Thema bis Mitte des letzten Jahrzehnts nur ungenügend Beachtung geschenkt, da eine Lücke im deutschen Rechtssystem bestand. Denn weder für die Hersteller von vibrierenden Geräten bzw. Maschinen noch für deren Anwender war in Deutschland verbindlich geregelt, wann tatsächlich eine Gefährdung der Sicherheit oder der Gesundheit besteht [Moh-2007], da keine Grenzwerte existierten. Dies hat sich grundlegend geändert, als die Europäische Union im Jahr 2002 den Stein ins Rollen brachte und mit der Richtlinie 2002/44/EG Mindestanforderungen an den Schutz der Beschäftigten vor Vibrationen definierte [Eur-2002]. Spätestens mit der Verabschiedung der Lärm- und Vibrations-Arbeitsschutzverordnung im Jahre 2007 als Umsetzung der EU-Richtlinie durch die deutsche Bundesregierung [Bun- 2007b] wurden die Betreiber und nicht die Hersteller von Flurförderzeugen endgültig in die Pflicht genommen, einer möglichen Gefährdung der Beschäftigten 5

26 1 Einführung durch die Einwirkung von Vibrationen entgegenzuwirken. Im Rahmen der Gefährdungsbeurteilung im Zuge des bereits thematisierten Arbeitsschutzes ist nun die Belastung der Arbeitnehmer durch Vibrationen, die sogenannte Tagesexposition, explizit zu bestimmen (Kapitel 2.2.2), mit definierten Grenzwerten zu vergleichen (Kapitel 2.2.3) und bei Überschreitung geeignete Maßnahmen zu ergreifen. 1.2 Einflussfaktoren auf die Vibrationsbelastung kennenlernen Sensibilisiert durch die neue Gesetzeslage rückte das Thema der Ganzkörper- Vibrationen in den Fokus der Branche und war Kernpunkt zahlreicher Veröffentlichungen in Fachzeitschriften und auf Fachtagungen. Da im Gegensatz zu anderen Branchen wie z. B den Baumaschinen belastbare Expositionsdaten bei Flurförderzeugen zu diesem Zeitpunkt nur unzureichend vorhanden waren, wurden sowohl einzelne Messwerte veröffentlicht 2 als auch generell über das Gefährdungspotential sowie Erfahrungen mit dem Thema berichtet 3. Generell bestand öffentlich Unklarheit, in welchem Maße das Thema die Branche betrifft, d. h. ob und in welchen Bereichen mit Grenzwertüberschreitungen zu rechnen ist. Mittlerweile ist der damals vage Kenntnisstand durch Messungen, die sowohl Flurförderzeuge mit und ohne Sitz adressieren, erweitert, so dass exaktere Aussagen möglich sind, die sich jedoch noch lange nicht über alle Einsatzgebiete von Flurförderzeugen erstrecken. Gerade die Berufsgenossenschaft Handel und Warendistribution (BGHW) nimmt sich dem Thema über sog. Branchenmessungen an [Rok-2013]. Einen Überblick zum aktuellen Wissensstand bietet Kapitel Neben der zu erwartenden Tagesexposition, einem aus Messungen abgeleiteten Kennwert für die Vibrationsbelastung an einem Arbeitstag, ist für die Branche von großem Interesse, welche Faktoren diese Tagesexposition beeinflussen. Mit diesem Wissen ist es sowohl möglich, die Übertragbarkeit von Messwerten eines Arbeitsplatzes auf einen anderen zu prüfen als auch wirkungsvolle Maßnahmen zu treffen, um die Vibrationsbelastung zu reduzieren. Deswegen war und ist eine Betrachtung der Einflussfaktoren immer Bestandteil eingangs genannter als auch aktueller Veröffentlichungen (vgl. [Sch-2010b; Egb-2012; Rok-2013]). Konkrete Aussagen sind jedoch nur sehr selten anzutreffen, meist erfolgt eine Auseinandersetzung nur auf qualitativer Ebene. So halten z. B. Schäfer et al. verallgemeinernd fest, dass für eine bestimmte Fahrzeugart die Vibrationseinwirkung auf den Fahrer umso größer ist, je holperiger die Fahrbahn und je höher die Fahrgeschwindigkeit ist [Sch-2007b]. Eine 2 vgl. [Rie-2005a; Sch-2007b; Töd-2007a] 3 vgl. [Eic-2007; Lin-2007; Sch-2007b; Sch-2007c; STI-2007; Töd-2007a; Töd-2007b; Vor-2007d; 6 Sch-2009a]

27 1.2 Einflussfaktoren auf die Vibrationsbelastung kennenlernen ausführliche Auseinandersetzung mit den postulierten Einflussfaktoren der Fachwelt erfolgt in Kapitel 3.1. Vor diesem Hintergrund wurde auf Initiative der bedeutendsten deutschen Flurförderzeug-Hersteller ein öffentlich gefördertes Forschungsvorhaben initiiert, welches das Schwingungsverhalten von Flurförderzeugen unter Einbeziehung von Fahrzeugsitz und Fahrer im Hinblick auf die Thematik der Ganzkörper-Vibrationen wissenschaftlich untersuchen, dabei den Einfluss einzelner Betriebsparameter, wie z. B. Bodenunebenheiten, Fahrgeschwindigkeit und Beladungszustand, auf das gesamte Schwingungsverhalten der Flurförderzeuge erfassen sowie die im Sinne der Vibrationsbelastung kritischen Parameter identifizieren soll. Vorliegende Arbeit fußt auf diesem in den Jahren 2008 bis 2010 durchgeführten Forschungsprojekt, welches der Autor als Projektleiter bearbeitet hat und dessen Ergebnisse in [Fis-2010e; Fis- 2010b; Fis-2010c; Fis-2010d; Fis-2010a; Gün-2011; Fis-2011b; Fis-2011a; Fis- 2011c] veröffentlicht sind. Auch wenn sich der Hype nach dem Jahr 2007 in der Branche allmählich gelegt hat und mehr und mehr Messwerte der Öffentlichkeit zugänglich gemacht werden (vgl. Kapitel 2.2.4), so sind noch lange nicht alle Fragestellungen zum Thema Ganzkörper-Vibrationen bei Flurförderzeugen beantwortet. Auch scheint es, als ob das Thema in aktueller Fachliteratur für Fahrer und Betreiber von Flurförderzeugen noch nicht den ihm gebührenden Stellenwert einnimmt. So stellt Kaufmann im Staplerfahrer-ABC fest, dass neben Schäden aus Lärm zunehmend auch Schäden aus Vibrationen an Bedeutung gewinnen und weist lediglich nur auf die Auswahl eines geeigneten Sitzes mit einem Federungssystem hin, das auf das Gewicht des Fahrers eingestellt werden kann [Kau-2011, S. 134]. Ein Hinweis auf die Wichtigkeit einer richtigen Sitzeinstellung bzw. ein Hinweis auf die Gesundheitsgefährdung durch Vibrationen unterbleibt. Ebenso fragt die Berufsgenossenschaft Handel und Warendistribution (BGHW) zwar im Handbuch für Gabelstaplerfahrer Wie geht es Ihrer Wirbelsäule?, erwähnt bei den die Wirbelsäule belastenden Arbeiten jedoch ausschließlich das Heben, Schieben und Ziehen von Lasten im Rahmen der Kommissioniertätigkeiten [Zel-2012, S. 8 13]. Auch im Unternehmer-Handbuch Gabelstapler der BGHW wird das Thema Ganzkörper-Vibrationen selbst in der neuesten Auflage nicht thematisiert. Es erfolgt lediglich ein Hinweis, dass die Wirbelsäule des Fahrers durch Verdrehung insbesondere in Verbindung mit Vibrationen übermäßig belastet werden kann [Kan-2012, S. 26]. Ebenfalls in der BGI-Information 545 Gabelstapler der Berufsgenossenschaft Holz und Metall (BGHM) finden sich zwar Hinweise auf die Notwendigkeit schwingungsmindernder Sitze, die korrespondierenden Verordnungen und Technischen Regeln werden jedoch nicht erwähnt. Die Umsetzung der Lärm- und Vibrations-Arbeitsschutzverordnung schreitet nach Mohr zwar 7

28 1 Einführung stetig voran, trotzdem ist auf Basis von Umfragen festzuhalten, dass aber immer noch deutliche Defizite existieren [Moh-2013]. Die genannten Aspekte legen nahe, dass weitere Forschungsarbeit auf diesem Themenfeld nötig ist, auch um eine weitere Sensibilisierung aller Beteiligten zu erreichen. Weiterhin ist festzustellen, dass gerade hinsichtlich der Frage, welche Faktoren ausschlaggebend für die Höhe der Vibrationsbelastung sind, teilweise noch gegenläufige Behauptungen existieren, was in Kapitel 3.1 herausgestellt wird. An dieser Stelle setzt vorliegende Arbeit an und nimmt sich zum Ziel, die in Kapitel 3.2 herausgearbeiteten Forschungsfragen zu beantworten, die hier einleitend im Vorgriff genannt werden: Welche Faktoren bestimmen maßgeblich in welcher Höhe die Vibrationsexposition von Fahrern von typischen Flurförderzeugen mit Fahrersitz und wie beeinflussen sich diese Faktoren gegenseitig? Wie kann auf Basis dieser Erkenntnis die Vibrationsbelastung der Flurförderzeugfahrer mit Fahrersitz abgeleitet werden? Mit den angestrebten Ergebnissen, die die Einflüsse auch möglichst in quantitativer Hinsicht offenlegen, soll es zum einen möglich sein, effektive Maßnahmen zu ergreifen, um die Vibrationsexposition der Fahrer zu minimieren und zum anderen kann anhand der Aussagen besser beurteilt werden, ob bekannte Messwerte einer Arbeitsumgebung auf einen anderen Einsatzfall übertragen werden können. Im Rahmen dieser Arbeit erfolgt explizit eine Fokussierung auf typische Flurförderzeuge mit Fahrersitz, da sich diese Gruppe sowohl hinsichtlich des Einleitungspunkts in den Körper als auch des Einsatzbereichs der Fahrzeuge deutlich von Flurförderzeugen mit stehendem Fahrer unterscheidet und die vorgenommene Beschränkung eine fundierte Betrachtung innerhalb einer in sich geschlossenen Arbeit ermöglicht. 1.3 Vorgehensweise und Struktur der Arbeit Nachdem das Ziel, die Einflussfaktoren auf die Vibrationsbelastung von Flurförderzeugfahrern mit Fahrersitz zu untersuchen, eingeführt ist, widmet sich dieses Kapitel der Vorgehensweise zur Beantwortung der Forschungsfragen und damit verbunden dem Aufbau und der Struktur vorliegender Arbeit. Die Vorgehensweise ist eng verbunden mit dem angewandten Forschungsvorgehen und den dabei eingesetzten 8

29 1.3 Vorgehensweise und Struktur der Arbeit Forschungsmethoden. Letztgenannten kommt ein hohes Maß an Bedeutung zu, da die Ergebnisse wissenschaftlicher Untersuchungen und die daraus abgeleiteten Maßnahmen in der Anwendungspraxis nur so gut sein können wie die Methoden, mit denen sie gewonnen wurden [Eid-2011, S. 3]. Forschungsmethoden als Werkzeuge des wissenschaftlichen Fortschritts umfassen alle Hilfsmittel zur Gewinnung und systematischen Auswertung von Informationen oder Daten [Eid-2011, S. 3]. Während in den Ingenieurswissenschaften vor allem Vorgehensweisen im Bereich der Produktentwicklung wie z. B. das Münchener Vorgehensmodell nach Lindemann [Lin-2009] bekannt sind, im Rahmen derer wiederum spezielle Kreativmethoden wie TRIZ [Kle-2007] oder strukturierende Methoden wie der Morphologische Kasten [Zwi-1989] eingesetzt werden, findet eine intensive Diskussion von Forschungsmethoden vor allem im Bereich der Sozialwissenschaften statt (vgl. [Bor-2010; Eid- 2011]). In diesem Kontext stellen Eid, Gollwitzer und Schmitt ein Vorgehen für einen vollständigen Forschungsprozess vor, innerhalb dessen die einzelnen Forschungsmethoden problemspezifisch eingesetzt werden [Eid-2011, S ]. Dieses anhand der einzelnen Schritte im Forschungsprozess skizzierte Vorgehen in Abbildung 1-2 besitzt Allgemeingültigkeit und gibt der vorliegenden Arbeit einen wertvollen Rahmen für die angewandte Vorgehensweise und Struktur Entstehung eines Erkenntnisinteresses Sammlung verfügbaren Wissens Entwicklung einer Fragestellung Planung der Untersuchung - Auswahl einer Erhebungsmethode - Festlegung der Population und Auswahl einer Stichprobe - Probleme bei der Versuchsdurchführung - mangelnde Validität Durchführung der Untersuchung Auswertung der Daten Schlussfolgerungen aus der Untersuchung Mitteilung der Untersuchung Abbildung 1-2: Schritte im Forschungsprozess nach [Eid-2011, S ] Nachfolgende Überlegungen ordnen die vorliegende Forschungsarbeit in den Forschungsprozess nach Eid ein, indem die Kapitel samt Inhalt den Forschungsschrit- 9

30 1 Einführung ten gegenübergestellt werden (Abbildung 1-3) und nehmen dabei Ergebnisse zur Identifikation der eingesetzten Forschungsmethoden vorweg. So ist vorab festzuhalten, dass die Überlegungen zur Auswahl der Erhebungsmethode zum Einsatz der Mehrkörpersimulation an repräsentativen Flurförderzeugen geführt haben. Forschungsschritte nach Eid Kapitel der Arbeit Entstehung eines Erkenntnisinteresses Kapitel 1 Einführung Sammlung verfügbaren Wissens Kapitel 2 Stand der Technik und Forschung Entwicklung einer Fragestellung Kapitel 3 Forschungslücke und Aufgabenstellung Planung der Untersuchung Kapitel 4 Planung der Untersuchung Durchführung der Untersuchung Auswertung der Daten und Schlussfolgerungen aus der Untersuchung Kapitel 5 Kapitel 6 Kapitel 7 Kapitel 8 Modellbildung der Flurförderzeuge Verifikation und Validierung der Simulationsmodelle Einflussfaktoren auf die Vibrationsbelastung Zusammenfassung und Ausblick Abbildung 1-3: Struktur der Arbeit in Anlehnung an den Forschungsprozess nach Eid Insgesamt ist die Arbeit in acht Kapitel aufgeteilt. Die Erstehung des Erkenntnisinteresses ist in der Einleitung in Kapitel 1 beschrieben. Sie spannt den Bogen über die Volkskrankheit Rückenschmerz und den bei Flurförderzeugen wichtigen Arbeitsschutz und stellt abschließend speziell die Gefährdung durch Ganzkörper- Vibrationen und die dort noch vorhandenen Unwägbarkeiten in den Vordergrund. Kapitel 2 widmet sich mit dem Stand der Technik zuerst dem Thema der Flurförderzeuge und stellt damit sowohl eine Entscheidungsgrundlage für die spätere Auswahl der Stichprobe (Fahrzeuge) dar als auch eine Übersicht über zurückliegende und aktuelle Forschungsarbeiten aus dem Bereich der dynamischen Simulation zur Verfügung. Ebenso schafft der Stand der Technik beim Leser ein Grundverständnis über Theorie und Praxis der Ganzkörper-Vibrationen und geht dabei speziell auf Ganzkörper-Vibrationen bei Flurförderzeugen ein. Obwohl in Kapitel 1.2 bereits die Forschungsfrage einleitend genannt ist, widmet sich Kapitel 3 nochmals detailliert der Entwicklung dieser Fragestellung. Hierbei werden existierende Erkenntnisse über Einflussfaktoren auf die Vibrationsbelastung strukturiert analysiert und bewertet, um daraus die Aufgabenstellung und Zielsetzung der vorliegenden Arbeit konkret abzuleiten. Die Planung der Untersuchung findet im gleichnamigen Kapitel 4 10

31 1.3 Vorgehensweise und Struktur der Arbeit statt. Dies beginnt mit einer Auswahl der einzusetzenden Forschungsmethoden, wobei die nach Eid zu berücksichtigenden Punkte Probleme bei der Versuchsdurchführung und mangelnde Validität diskutiert werden. Im Rahmen der Festlegung der Population und Auswahl der Stichprobe erfolgt eine Beschränkung auf spezielle Flurförderzeugtypen, eine Auswahl repräsentativer Geräte und Fahrersitze sowie eine Betrachtung der typischen Einsatzgebiete der Flurförderzeuge. Ebenso fällt die Entscheidung, die Datenerhebung mit Hilfe der dynamischen Simulation durchzuführen. Die Konzeption eines ersten Versuchsplans rundet das Kapitel ab. Im Zusammenhang mit der Durchführung der Untersuchung wird zuerst die Modellbildung der Flurförderzeuge in Kapitel 5 und die Verifikation und Validierung der entstandenen Simulationsmodelle in Kapitel 6 beschrieben. Die Durchführung der Simulationsläufe an sich wird nicht im Detail erläutert, da dies unter Verwendung von Hilfswerkzeugen automatisch durch die eingesetzte Software erfolgt. Deswegen wird bei der Auswertung der Daten in Kapitel 7 direkt auf die Erkenntnisse durch den Einsatz multivarianter Analysemethoden eingegangen. Das Kapitel schließt mit konzentrierten Schlussfolgerungen zur Belastung des Fahrers bzw. zu den Einflussfaktoren. Der nach Eid vorgesehene Schritt der Mitteilung der Untersuchung wird nicht gesondert erwähnt, da er mit vorliegender Arbeit vollzogen wird. 11

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33 2 Stand der Technik und Forschung 2.1 Flurförderzeuge Als Flurförderzeuge werden gleislose Flurfördermittel bezeichnet, die vorwiegend für den innerbetrieblichen Transport von Lasten Verwendung finden. Hierbei dienen sie ihrer Bauart nach dem Befördern, Ziehen, Schieben, Heben, Stapeln oder In- Regale-Einlagern von Lasten aller Art. Sie sind fahrerlos, mitgängergeführt oder von einem Fahrer bedient, der auf dem Flurförderzeug oder einem hebbaren Fahrerplatz sitzt oder steht [VDI 3586, S. 3]. Dieses Kapitel nennt im Hinblick auf die spätere Fahrzeugauswahl Einteilungskriterien für die unterschiedlichen Flurförderzeuge und geht auf deren Verbreitung ein. Abschließend wird ein Überblick über abgeschlossene und laufende Forschungsarbeiten am Untersuchungsobjekt Flurförderzeug aus dem Bereich der dynamischen Simulation gegeben Einteilungskriterien Für die unterschiedlichen Aufgabenbereiche der Logistik wurden seit der Entstehung der Flurförderzeuge maßgeschneiderte Geräte entwickelt, so dass heutzutage eine hohe Variantenvielfalt festzustellen ist. Dank einer ständigen Standardisierung und Normung entlang dieses Entwicklungsprozesses existiert jedoch nach Günthner und Heptner eine klar gegliederte Struktur in Bezug auf Bauart, Tragfähigkeit, Hubhöhe und sonstige Sicherheitsbestimmungen [Gün-2007, S. 140]. Gleichzeitig sind im deutschen Sprachgebrauch unterschiedlichste Bezeichnungen wie Gabelstapler oder Stapler anzutreffen, die teilweise synonym für den Begriff Flurförderzeug gebraucht werden, streng genommen jedoch nur für Untergruppen stehen. Nachfolgende Ausführungen folgen explizit den in der Fachliteratur und Normen üblichen Begriffsbezeichnungen und bieten einen Überblick über gebräuchliche Einteilungskriterien. Je nach Betrachtungsebene sind unterschiedliche Einteilungen möglich. Bereits die eingangs genannte Definition lässt mögliche Unterscheidungsmerkmale erahnen. So schlägt Kaufmann eine grobe Unterteilung aller Flurförderzeuge nach Mitgänger- Flurförderzeug, Flurförderzeug mit Fahrersitz oder Fahrerstand, Fahrerloses Flurförderzeug und Anhänger vor [Kau-2013, S. 115]. Für die im Fokus der Betrachtung stehenden kraftbetriebenen Flurförderzeuge der innerbetrieblichen Logistik nimmt die DIN ISO 5053 eine Einteilung nach den Kriterien Benutzungsart, Antriebsart, Räder, Art der Steuerung und Fahrbewegung vor [DIN ISO 5053]. Dabei stellt die Be- 13

34 2 Stand der Technik und Forschung nutzungsart ein zweckmäßiges und übliches Unterscheidungsmerkmal dar. So werden nach ihr auf oberster Ebene einfache Wagen mit fester Plattform, Schlepper und Flurförderzeuge mit Hubeinrichtung unterschieden. Mit fortschreitender Detaillierung lassen sich die Flurförderzeuge mit Hubeinrichtung weiter in stapelnde Flurförderzeuge (Stapler), nichtstapelnde Hubwagen und Kommissionier-Flurförderzeuge differenzieren. Auch diese Aufteilung erscheint noch zu grob, da viele der heute allseits geläufigen stapelnden Flurförderzeuge somit unter einen Hut genommen werden. Deswegen sieht die DIN ISO 5053 noch eine weitere Aufschlüsselung dieser Gruppe in elf unterschiedliche Typen vor. Zu den bekanntesten Vertretern gehören hierbei die Gabelstapler sowie Schubstapler, wobei bei letzteren die Ausführung mit Schubmast gegenüber der mit Schubgabel dominiert. Die ersten beiden Ebenen der Aufteilung nach Benutzungsart zeigt Abbildung 2-1 vollständig und ergänzt diese mit Beispielen stapelnder Flurförderzeug auf der dritten Ebene. Flurförderzeuge Wagen mit fester Plattform Flurförderzeuge mit Hubeinrichtung Schlepper stapelnde Flurförderzeuge nichtstapelnde Hubwagen Kommissionier- Flurförderzeug Gabelstapler Schubstapler Gabelhochhubwagen Querstapler Abbildung 2-1: Einteilung der Flurförderzeuge nach Benutzungsart gemäß [DIN ISO 5053] An dieser Stelle sei darauf verwiesen, dass der Begriff Gabelstapler in der Literatur und vor allem im Sprachgebrauch nicht immer einheitlich verwendet wird. Seiner Wortzusammensetzung nach umfasst er stapelnde Flurförderzeuge mit einer Gabel bzw. Gabelzinken. Dies ist jedoch ein sehr weitfassender Bereich, da diese Definition fast alle Flurförderzeuge mit Hubeinrichtung einschließt. Im Rahmen dieser Arbeit findet die Begriffsdefinition nach [DIN ISO 5053] Verwendung, bei der Gabelstapler den sog. und allseits bekannten Gegengewichtsgabelstapler beschreiben und sich klar von Schubstaplern, Seitenstaplern, Kommissionierstaplern und den restlichen stapelnden Flurförderzeugen abgrenzen. Weltweit gesehen ist eine Unterteilung der Flurförderzeuge in acht unterschiedliche Klassen gebräuchlich, wobei die ersten fünf Klassen für die Erhebung der World Industrial Truck Statistics (WITS) genutzt werden, auf welche gesondert in Kapitel eingegangen wird. Diese acht Klassen werden weiter unterteilt, wobei die 14

35 2.1 Flurförderzeuge jeweiligen Vereinigungen aus Europa, Nordamerika, China, Japan, Korea und Brasilien teilweise unterschiedliche Untergruppen bilden und somit in verschiedenen Detailtiefen aufschlüsseln. So sieht die Industrial Truck Association (ITA) für Nordamerika in Klasse 2 nur fünf Untergruppen (Lift Codes) und in Klasse 3 nur acht Untergruppen vor [Ont-2009; Ind-2014], während die Europäische Vereinigung der Förder- und Lagertechnik (Fédération Européenne de la Manutention FEM) die Klasse 2 in neun Untergruppen (Product Code) und die Klasse 3 in 15 Untergruppen einteilt [Sek-2014]. Abbildung 2-2 gibt eine Übersicht über die international gebräuchlichen acht Flurförderzeugklassen. Klasse 1: Elektro-Gabelstapler Fahrerstand-Stapler Elektro-Dreirad-Stapler Elektro-Vierrad-Stapler (Bandagen) Elektro-Vierrad-Stapler (alle Reifen) Klasse 2: Elektro-Schmalgangstapler Fahrersitz-Niederhubwagen Fahrersitz-Hochhubwagen Doppelstockhubwagen Schubgabelstapler Schubmaststapler Vertikalkommissionierer Seitenstapler Querstapler u. Mehrwegestapler Klasse 3: handgeführte Elektrostapler Geh-Niederhubwagen Niederhubwagen (Fahrerplattform in untersch. Ausführung) Hochhubwagen (handgeführt u. mit Fahrerplattform) Doppelstockhubwagen Doppelstockhubwagen ohne Fahrerplattform Horizontalkommissionierer... Klasse 4: Verbrenner-Stapler (Bandagen) V-Stapler nur für Bandagen Klasse 5: Verbrenner-Stapler (alle Reifen) V-Stapler, alle Reifenarten Stapler für Container Reach Stacker Seitenstapler Klasse 6: Schlepper Fahrersitz-Schlepper Klasse 7: Geländestapler Geländestapler Klasse 8: handgeführte Hubwagen Semikraftbetriebene und Handgabel- Hubwagen Semikraftbetriebene und Handgabel- Hochhubwagen Abbildung 2-2: Internationale Flurförderzeugklassen mit Unterteilung nach FEM [Ind-2014; Sek- 2014] Abbildung 2-2 schlüsselt in gekürzter Fassung nach den Untergruppen der FEM auf. Die Klassen sind nach denen der ITA benannt, da die FEM selbst keine Klassennamen vorsieht. Ein Blick auf die international gebräuchlichen Flurförderzeugklassen lässt erkennen, dass im Vergleich zum deutschen bzw. europäischen Raum gänzlich 15

36 2 Stand der Technik und Forschung andere Prioritäten in der Ausstattung und damit auch in der Unterteilung gesetzt werden. Während in den nordamerikanischen Regionen eine klare Trennung zwischen Elektro- und Verbrenner-Gabelstapler und bei letztgenannten zwischen Bandagen- (cushion) und Luftreifen (pneumatic tire) vollzogen wird, ist dies bei deutschen Herstellern nicht zu erkennen. Hier wird im Normalfall die Klasse Gabelstapler genannt und dann in Fahrzeuge mit Elektroantrieb und verbrennungsmotorischem Antrieb aufgeteilt. Bezüglich der Reifen erfolgt in dieser Gruppe keine Differenzierung, da im europäischen Raum deutlich Superelastik-Reifen dominieren, während diese in Nordamerika kaum eingesetzt werden 4. Diese Unterschiede in der Unterteilung existieren nicht nur auf dem Papier, sondern werden auch bei Betrachtung der Produktpräsentation amerikanischer und deutscher Flurförderzeughersteller für den jeweiligen Markt deutlich. Bei weltweiten Betrachtungen werden die Klassen 4 und 5 im Normalfall zusammengefasst. Seit den letzten Jahren erfolgt im deutschen Sprachgebrauch zunehmend eine Unterteilung der (kraftbetriebenen) Flurförderzeuge mit Hubeinrichtung in die großen Bereiche Gabelstapler und Lagertechnik. Der Lagertechnik sind im Allgemeinen die Geräte zuzuordnen, die ausschließlich im Innenbereich eingesetzt werden. Dazu zählen Schubmaststapler, Kommissionierstapler, Kommissionierer sowie Hoch- und Niederhubwagen, welche neben dem Be- und Entladen von LKWs für das Ein- und Auslagern sowie die Kommissionierung eingesetzt werden. Ein Vergleich der Produktnamen unterschiedlicher deutscher Hersteller offenbart, dass oftmals individuelle Bezeichnungen vergeben werden, die nicht unmittelbar auf den Flurförderzeugtyp schließen lassen. Lediglich die Tragfähigkeit des Flurförderzeugs ist stets Bestandteil des Produktnamens. Dabei formuliert die VDI 3586 einheitliche Regelungen für die Benennung von Flurförderzeugen nach DIN ISO 5053 zum Gebrauch in den Typenblättern und gibt somit zusätzliche Hinweise für die vorher diskutierte Unterteilung von Flurförderzeugen [VDI 3586]. Auf diese Regeln wird im Rahmen dieser Arbeit zurückgegriffen, so dass auch die Bezeichnung der repräsentativ ausgewählten Flurförderzeuge nach VDI 3586 erfolgt. Diese setzt sich für ein Flurförderzeug mit kraftbetriebenem Fahr- und Hubantrieb jeweils aus der Benennung für den Fahrantrieb (Tabelle 2-1), für die Bedienungsart und für die Bauform (Tabelle 2-2) zusammen, für die in der VDI 3586 jeweils Kennbuchstaben definiert sind. Da im Rahmen der Arbeit ausschließlich Flurförderzeuge mit Fahrersitz im Fokus stehen, die den Kennbuchstaben F erhalten, wird an dieser Stelle auf eine weitere Auflistung möglicher Bedienarten verzichtet Auf die unterschiedlichen Reifentypen bei Flurförderzeugen wird in Kapitel gesondert eingegangen.

37 2.1 Flurförderzeuge Tabelle 2-1: Einteilung und Benennung der Flurförderzeuge nach dem Fahrantrieb [VDI 3586] Benennung Kennbuchstabe Handbetrieb H Benzin B Verbrennungsmotor Diesel D Kraftantrieb Elektromotor Gas Batterie Extern (Netz) T E N Hybridantrieb Y Tabelle 2-2: Kennbuchstaben für Flurförderzeuge nach Bauform (Auswahl stapelnder Flurförderzeuge) nach [VDI 3586] Bauform Gabelstapler geländegängiger Gabelstapler Mitnahmestapler Schubmaststapler Schubgabelstapler Kommissionierer Kennbuchstabe G R O M S K Die Tragfähigkeit des Flurförderzeugs wird in der Benennung berücksichtigt, indem die Nenntragfähigkeit in Kilogramm geteilt durch 100 angegeben wird. Gleichzeitig sieht die VDI 3586 vor, dass die festgelegten Benennungen um Herstellerangaben und Ausführungsmerkmale ergänzt werden können Verbreitung Bevor näher auf die Population der Flurförderzeuge und ihre Absatzzahlen eingegangen wird, werden zwei der gängigsten stapelnden Flurförderzeugtypen mit Fahrersitz in Bezug auf ihre Bauweise sowie die Einsatzfelder näher erläutert. Mit dem Begriff Flurförderzeug assoziiert fast jeder sofort die Gabelstapler, die Alleskönner der Branche, die sich wegen ihrer universellen Einsetzbarkeit großer Beleibtheit erfreuen. Sie nehmen die Last im Normalfall vor den Vorderrädern auf, die in der VDI 3586 erwähnte Möglichkeit der Aufnahme hinter den Hinterrädern ist üblicherweise nicht anzutreffen. Der Lasttransport selbst erfolgt freitragend. Das heißt, dass das aus der Last resultierende Moment um die Vorderachse durch ein Gegengewicht am Rumpf des Gerätes (z. B. Gewicht der Batterie oder separate Gewichte) kompensiert wird, wodurch sich der ebenfalls gebräuchliche und die Funktionsweise richtig beschreibende Name Gegengewichtsgabelstapler ableitet. Gabelstapler erle- 17

38 2 Stand der Technik und Forschung digen unterschiedlichste Aufgaben in den Bereichen Transport, Ein-/Auslagern und Umschlagen. Als Antrieb kommen üblicherweise Elektromotoren mit Batterie sowie Verbrennungsmotoren mit Diesel oder Gas zum Einsatz. In der Regel erfolgt der Antrieb über die Vorderachse. Zur Verdeutlichung zeigt Abbildung 2-3 typische Gabelstapler. Abbildung 2-3: Beispiele für typische Elektro-Gabelstapler in Drei- und Vierradausführung (links, Mitte) sowie Verbrenner-Gabelstapler (rechts) (Bildquelle: Jungheinrich AG) Gabelstapler mit elektromotorischem Antrieb werden nach Kaufmann vorzugsweise in Hallen eingesetzt, da sie sehr leise im Betrieb sind und wenig Schadstoffe abgeben [Kau-2013, S. 63]. Auch wenn viele Wechsel zwischen Außen- und Innenbereich stattfinden bietet der Elektroantrieb Vorteile [Sch-2012]. Dafür ist die Tragfähigkeit bei Dreirad-Staplern auf 2,0 t und bei Vierrad-Staplern üblicherweise auf 4,5 t beschränkt. Verbrenner-Gabelstapler können im Normalfall Lasten bis zu 9,0 t bewegen. Eine Ausnahme bilden die sog. Schwerlaststapler mit Tragfähigkeiten bis zu 30 t. Nach Schneider sind Verbrenner-Gabelstapler von Vorteil, wenn saisonale Schwankungen eine hohe Einsatzflexibilität des Geräts erfordern, Steigungen zu bewältigen bzw. Lasten zu verziehen sind oder in harten, intensiven Einsätzen dauerhaft eine hohe Umschlagsleistung abverlangt wird. Dass Verbrenner-Gabelstapler höhere Umschlagsleistungen gegenüber Elektro-Gabelstaplern erzielen kann Rottmann anhand von Reihenuntersuchungen in der Traglastklasse von 4,0 t aufzeigen [Rot- 2007]. Eine hohe Umschlagsleistung ist nach Rose beispielsweise in der Getränkeindustrie, in der zu Spitzenzeiten im Dreischichtbetrieb gearbeitet wird, erforderlich, so dass in diesem Industriezweig immer noch Treibgas-Gabelstapler den größten Anteil besitzen und noch keine Verdrängung durch Elektro-Gabelstapler erkennbar ist. Zu den klassischen Einsatzgebieten von Verbrenner-Gabelstaplern zählen Industriebereiche wie Holz- und Stahlproduktion, Hafenbetriebe sowie Gießereien. Ein weiterer Vorteil ist nach Link in der günstigeren Anschaffung eines Verbrenner- Gabelstaplers zu sehen, da man für das gleiche Geld wesentlich größere Tragkraft- 18

39 2.1 Flurförderzeuge kapazitäten erhält. Den Elektro-Gabelstaplern werden jedoch weitere Wachstumschancen eingeräumt, wenn diese im Segment ab 5,0 t über wirtschaftliche Antriebe verfügen. [Sch-2012] Als zweites charakteristisches stapelndes Flurförderzeug mit Fahrersitz ist der Schubmaststapler anzuführen, ein klassischer Vertreter der Lagertechnik für das Transportieren und Einlagern von Lasten, der sich durch große Hubhöhen bis zu 13 m und eine hohe Wendigkeit dank seiner Dreirad-Bauweise auszeichnet. Er ist vorzugsweise für den Transport von Europaletten (800 x 1200 mm) geeignet, welche von der schmalen Seite aufgenommen werden. Bei dem Schubmaststapler handelt es sich um einen sog. radunterstützten Stapler. Damit der Gesamtschwerpunkt von Last und Fahrzeug innerhalb der Grundfläche des Fahrzeugs liegt, besitzen diese Flurförderzeuge nach vorne auskragende Radarme. Die Bauform findet deshalb vor allem in der Lagertechnik vielfach Verbreitung, da durch die Radarmunterstützung der Grundkörper des Staplers relativ kompakt gebaut werden kann und so kleine Gänge (Arbeitsgangbreiten bis ca. 2,7 m) im Lager und hohe Flächennutzungsgrade gewährleistet werden. Das Hubgerüst wird auf einem fahrbaren Masthalter horizontal innerhalb der Radarme geführt. Während wie bei einem freitragenden Gabelstapler die Last mit vorgeschobenem Mast vor den Vorderrädern aufgenommen wird, wird zur Gewährleistung der Standsicherheit bei Maximallast der Mast zum Fahren an das Antriebsteil zurückgezogen, so dass die Last innerhalb der Radbasis transportiert wird. Verbreitet sind Schubmaststapler mit Tragfähigkeiten bis 2,5 t. Im deutschen Raum sind Schubgabelstapler, die anstatt des Hubmasts nur den Gabelträger horizontal verschieben, kaum gebräuchlich. Beispiele gängiger Schubmaststapler zeigt Abbildung 2-4. Abbildung 2-4: Beispiele typischer Schubmaststapler (Bildquelle: Jungheinrich AG) Weltweit gesehen stellen die Staplermärkte sehr unterschiedliche Anforderungen an die Flurförderzeuge. So stehen nach Sieverdingbeck in Westeuropa und Teilen Ost- 19

40 Auslieferungen [Stück] 2 Stand der Technik und Forschung europas Produktivität, Fahrerkomfort, Service und Sicherheit im Fokus, während im Gegensatz dazu im amerikanischen Markt vor allem kompakte und robuste Gabelstapler nachgefragt werden, welche im Normalfall über einen Verbrennungsmotor verfügen. Im Vergleich zu den EU-Ländern wird auch in Russland vor allem Wert auf die Robustheit der Fahrzeuge gelegt. Der asiatische Markt hingegen bietet kein einheitliches Bild; während Japan vergleichbare Anforderungen an Ergonomie und Sicherheit wie in Europa stellt, werden in China vor allem kostengünstige Flurförderzeuge nachgefragt. [Sie-2012, S. 22] Umfassendes Zahlenmaterial zur Aufschlüsselung der weltweiten Märkte ist der Allgemeinheit kaum zugänglich und bleibt den Verbänden vorenthalten, die die Daten erheben und zur World Industrial Truck Statistics (WITS) zusammenführen. Anhand einer jährlich veröffentlichten Zusammenfassung der ausgelieferten Flurförderzeuge in die jeweiligen Kontinente [Féd-2013a], welche Abbildung 2-5 für das Jahr 2012 widerspiegelt, lässt sich erkennen, welches die bevorzugten Flurförderzeuge weltweit sind. Eine Aufschlüsselung der Datenerhebung erfolgt nur in den ersten fünf WITS-Klassen (Abbildung 2-2). Deutlich erkennbar ist die bereits erwähnte hohe Nachfrage nach Verbrenner- gegenüber Elektro-Gabelstaplern im amerikanischen Markt sowie eine deutlich höhere Nachfrage aus Asien nach diesen robusten Flurförderzeugtypen. Diese Effekte sind nicht nur im Jahr 2012, sondern auch über die vorangehenden Jahre zu verzeichnen, wobei insgesamt eine Steigerung der weltweit nachgefragten Flurförderzeuge seit 2009 um 67 % zu erkennen ist [Féd-2013a] Klasse 1 - Elektro- Gabelstapler Klasse 2 - Elektro- Schmalgangstapler Klasse 3 - handgeführte Elektrostapler Klasse 4/5 - Verbrenner- Gabelstapler Europa Amerika Asien Afrika Ozeanien Abbildung 2-5: Flurförderzeugauslieferungen im Jahr 2012 nach Kontinenten [Féd-2013a] Im Mittel der Jahre 2009 bis 2012 teilen sich die Elektro-Gabelstapler zu 16 %, die Verbrenner-Gabelstapler zu 29 % und die Geräte der Lagertechnik zu 39 % den Markt auf. Ausschlaggebend für den Spitzenplatz in der Nachfrage bei den robusten 20

41 Anteile der Bestellungen 2.1 Flurförderzeuge Gabelstaplern ist vor allem China, die weltweit den zweiten Platz bei der Abnahme der insgesamt abgesetzten Gabelstapler im Jahr 2011 belegen (Abbildung 2-2). 30% 25% 28% 24% 20% 15% 17% 19% 10% 5% 6% 6% 0% Westeuropa Osteuropa China Süd- und Nordamerika Mittelamerika Rest der Welt Abbildung 2-6: Verteilung der weltweiten Gabelstaplerbestellungen im Jahr 2011 [KIO-2012] Nach der weltweiten Betrachtung wird der Fokus auf Europa gesetzt, wo nach einer Hochrechnung von Bruns et al. der Bestand an Flurförderzeugen im Jahr 2013 ca. 2 Millionen beträgt 5 [Bru-2013b]. Den jährlichen Bedarf an neuen Flurförderzeugen beziffert Barck wiederum zwischen und Geräten [Bar-2011]. Wie stark die einzelnen Flurförderzeugtypen in Europa, unterteilt nach West und Ost 6, nachgefragt werden, ist den jährlichen Statistiken der FEM zu entnehmen (Abbildung 2-7). Neben dem Nachfrageeinbruch in den Zeiten der Wirtschaftskrise ist erkennbar, dass sich in Westeuropa Verbrenner- und Elektro-Gabelstapler die Waagschale halten und zusammen deutlich gegenüber den Großgeräten der Lagertechnik dominieren, während sich in den Zahlen von Osteuropa sowohl die Bevorzugung der robusten Verbrenner-Stapler als auch die untergeordnete Bedeutung des Marktes gegenüber dem Westen widerspiegelt. 5 Die Datenerhebung umfasst die Flurförderzeuge der FEM-Klassen 1 5 in der EU-27 und der Schweiz. 6 Westeuropa seit 2011 inkl. Türkei und Zypern ( Stück); Osteuropa umfasst die Länderkennzeichen AL, ARM, AZE, BY, BA, BG, HR, CZ, EST, GEO, H, KZ, KGZ, LV, LT, MK, MD, PL, RO, RUS, SK, SLO, TD, TMN, UA, UZ, MNE, SRB und seit 2011 w/o KZ, KGZ, TD, TMN, UZ. 21

42 2 Stand der Technik und Forschung Absatz [Stück] Westeuropa Osteuropa abgesetzte Flurförderzeuge in Tsd abgesetzte Flurförderzeuge in Tsd Klasse 1 - Elektro- Gabelstapler Klasse 4/5 - Verbrenner- Gabelstapler Klasse 2 - Elektro- Schmalgangstapler Klasse 1/4/5 Gabelstapler Klasse 3 - handgeführte Elektrostapler Abbildung 2-7: Marktentwicklung in Europa nach Bestelleingang [Féd-2013b] Mit steigender Fokussierung wird nun ein Blick auf den deutschen Markt anhand der gemeldeten Absatzzahlen der Jahre geworfen (Abbildung 2-8). Erkennbar ist wiederum die Erholung nach der Wirtschaftskrise sowie eine leichte Dominanz der Lagertechnik, wobei in dieser Statistik auch handgeführte Elektrostapler enthalten sind. So werden in Deutschland in den letzten Jahren ca. jährlich neue Flurförderzeuge in Betrieb genommen. Deutschland bleibt damit vor Frankreich und Italien der mit Abstand größte Einzelmarkt für Flurförderzeuge in Europa [Boe- 2013]. Die sich in Deutschland in Gebrauch befindlichen Geräte beziffert Barck nach Expertenschätzung auf [Bar-2011] Lagertechnik Gabelstapler Abbildung 2-8: Absatz der Flurförderzeuge in Deutschland (nach WITS entnommen aus [Sch-2011; Boe-2012; Boe-2013]) 22

43 2.1 Flurförderzeuge Schätzungen des Verbands Deutscher Maschinen- und Anlagenbau (VDMA) beziffern den Umsatz der im deutschen Markt erworbenen Flurförderzeuge auf insgesamt 1,2 Mrd. Euro, der sich gleichermaßen auf Gabelstapler und Lagertechnikgeräte aufteilt [Boe-2013]. Stellt man dieser Zahl den geschätzten Umsatz der Teilbranche Flurförderzeuge in Deutschland mit 3,1 Mrd. Euro gegenüber [Ver-2013], so wird der große Exportanteil sowie die Bedeutung der in Deutschland produzierten Flurförderzeuge für den Weltmarkt deutlich. Die größten Abnehmerländer deutscher Fördertechnik sind im Jahre 2012 die USA vor Frankeich und China. Abschließend verbleibt noch die Frage, in welchem Bereich verstärkt Flurförderzeuge eingesetzt werden. Einen Eindruck auf europäischer Ebene gibt eine Erhebung der FEM über die Industriezweige mit den höchsten Absatzzahlen, was gleichermaßen als Indikator für einen bevorzugten Einsatz von Flurförderzeugen dient (Tabelle 2-3). Tabelle 2-3: Verteilung der Flurförderzeuge auf Industriezweige in Europa 7 Industriezweig Transport und Logistik 12% 12% 16% 15% 17% Lebensmittel und Getränkehandel 12% 15% 18% 13% 16% Sonstiger Handel 15% 16% 19% 18% 18% Dienstleistungen 8% 7% 7% 10% 8% Automobil- und Fahrzeugindustrie 3% 3% 5% 4% 4% Sonstige 32% 29% 35% 39% 37% Dynamische Simulation von Flurförderzeugen Im Hinblick auf die zu lösende Problemstellung wird im Folgenden ein Überblick über Forschungsarbeiten auf dem Gebiet der dynamischen Simulation gegeben, um bei der späteren Modellbildung der Flurförderzeuge auf diesem Wissensstand aufzubauen. Die kurz nach der Jahrtausendwende von Marquardt identifizierten Schwerpunkte der Hochschulforschung im Bereich der Flurförderzeuge aus den Fachgebieten der Mechanik, Dynamik, Hydraulik und Steuerungstechnik sind auch in den letzten Jahren bestimmend [Mar-2003]. Im Gegensatz zur aktuellen Fragestellung, wie stark der Mensch durch Vibrationen beim Betrieb von Flurförderzeugen belastet ist, führt Kindervater bereits 1956 Untersuchungen zu statischen und dynamischen Radlasten von gleislosen Flurförderzeugen durch [Kin-1956b; Kin-1956a]. Ebenso ermitteln Beisteiner und Maisch 1975 die 7 Eine vollständige Auflistung kann [Féd-2013b] entnommen werden. Die Zahlen basieren auf einer Hochrechnung auf Basis der Daten aus Deutschland, Großbritannien und Frankreich. 23

44 2 Stand der Technik und Forschung mechanische Beanspruchung von Industrie-Estrichböden durch Flurförderzeuge mittels Versuchen und theoretischen Betrachtungen und stellen dabei auch die Radlasten unterschiedlicher Flurförderzeuge in den Vordergrund [Bei-1975; Bei-1976]. Forschungsarbeiten über Hubgerüste weisen eine lange Tradition auf. Bereits 1974 stellt Kemme Berechnungsgrundlagen für statische und dynamische Beanspruchungen von Hubgerüsten vor und weist anhand von Messungen deren Gültigkeit nach [Kem-1974]. Unter besonderer Berücksichtigung der Wölbkrafttorsion führt Maisch 1980 Untersuchungen zur Beanspruchung von Gabelstaplerhubgerüsten durch [Mai-1980]. Huang legt 1990 mit Hilfe der Finite-Elemente-Methode besonderes Augenmerk auf die Deformation und Beanspruchung der Hubgerüste hinsichtlich der Berücksichtigung von Imperfektionen [Hua-1990]. Den grundlegenden Einsatz der Finite-Elemente-Methode zur optimalen Gestaltung und Bemessung von Stapler-Hubgerüsten diskutieren Beisteiner et al. in [Bei-1993]. Witala nimmt sich 2002 der Untersuchung eines Hubgerüst für einen Schubmaststapler in Simulation und Versuch an [Wit-2002]. Im entstandenen Simulationsmodell wird dementsprechend nur das Hubgerüst und nicht das komplette Fahrzeug berücksichtigt. Relevant für die vorliegende Themenstellung sind die Abbildung des Spiels in den Führungsrollen sowie die Ermittlung von Steifigkeiten und Dämpfungskenngrößen der Hubzylinder in Versuchen. Mitwollen untersucht 2007 ebenfalls das Schwingungsverhalten von Gabelstapler-Hubgerüsten im ausgefahrenen Zustand, bildet diese dabei als Fünf- Massen-Modell ab und stellt aktive und passive Maßnahmen zur Schwingungsreduktion vor [Mit-2007]. Barthels entwickelt 2007 eine aktive Regelung zur Unterdrückung der im Betrieb auftretenden Schwingungen bei spielbehafteten Systemen elastischer Balken am Beispiel des Hubgerüsts eines Schubmaststaplers und leitet für dieses die Systemgleichungen ab, die er mit den Ergebnissen einer Finite- Elemente-Berechnung validiert [Bar-2007]. Neben dem Hubgerüst als Baugruppe des Flurförderzeugs widmen sich mehrere Arbeiten dem gesamten Fahrzeug und setzen dabei unterschiedliche Schwerpunkte. Viele Arbeiten nehmen dabei Kippunfälle zum Anlass, auch wenn diese wie bereits einführend dargelegt einen relativ geringen Anteil am Unfallgeschehen einnehmen (Abbildung 1-1), aber meist mit schwerwiegenden Folgen verbunden sind. So stellt Bonefeld 1981 einen Ansatz zur Berechnung der Quer-Kippstabilität und der höchstzulässigen Kurvengeschwindigkeit vor [Bon-1981]. Shibli nutz 1985 zur Quantifizierung der relevanten Einflussparameter auf die Kippstabilität von Gabelstaplern und deren Optimierung einfache Ein- und Zwei-Massen-Modelle bei quasistatischer Betrachtung der Fahrzustände [Shi-1985]. Auch Rappen erstellt 1988 im Zuge der Untersuchung kleiner Industriereifen im Hinblick auf die Kipp- und Fahrstabilität von Gabelstaplern quer- und vertikaldynamische Simulationsmodelle eines Gabelstap- 24

45 2.1 Flurförderzeuge lers und bestimmt im Hinblick auf die Modellierung des dynamischen Verhaltens des Reifens Dämpfungs- und Steifigkeitswerte mittels Prüfständen [Rap-1988]. Ein Jahr später entwickelt Beha 1989 ein einfaches Mehrkörpermodell in der Fahrund Hubebene für einen Gabelstapler mit Zweifachteleskop-Hubgerüst [Beh-1989]. Ziel der Untersuchung ist die Ermittlung von Schwingbeiwerten für Gabelstapler unterschiedlicher Traglastklassen zur Berücksichtigung dynamischer Beanspruchungen, weswegen das Schwingungsverhalten in Abhängigkeit verschiedener Fahrzeugparameter erforscht wird. Als wesentliche Einflussgrößen können die Federsteifigkeit der Bereifung und der Hubhydraulik identifiziert werden. Die Anregung durch den Boden wird über eine Störfunktion auf die Radachse realisiert. Das Thema der dynamischen Standsicherheit greift Golombeck 1993 wieder auf, berechnet anhand mathematischer Modelle für Drei- und Vierradgabelstapler die Kippgrenzgeschwindigkeit und bestätigt die Ergebnisse anhand von Fahrversuchen [Gol-1993] 8. Hinrichsen erarbeitet 1994 unterschiedliche Regelalgorithmen zur Kursführung eines induktiv geführten Kommissionierstaplers und erstellt hierfür ein nichtlineares Fahrdynamikmodell, für welches er speziell die Seitenkraftkennlinien der verwendeten Polyurethanräder am Prüfstand bestimmt [Hin-1994]. Bruns führt auch im Hinblick auf die Diskussion elektronischer Stabilitätssysteme ergänzend zu Messungen (vgl. [Bru-2002b]) weitere umfangreiche Untersuchungen auf dem Gebiet der dynamischen Kipptests und entsprechender Sicherheitsnachweise durch [Bru-2002a; Bru-2003a]. Im Gegensatz zu bisherigen Untersuchungen, bei denen Rechenmodelle für die quasistatische Berechnung der Kippgrenzen genutzt werden, propagiert Bruns die Simulation des dynamischen Fahrverhaltens unter Einsatz der Mehrkörpersimulation, denn anhand von Fahrversuchen kann gezeigt werden, dass die dynamische Entlastung der Hinterachse in Grenzsituationen nur zu einem Schleudern, statt zu einem Kippen des Staplers führt [Bru-2003a]. Ein hierfür geeignetes Mehrkörpermodell eines Gabelstaplers stellen Bruns und Biermann 2003 vor, bei dem durch Einbindung von Control-System-Design-Tools z. B. die Lenkhydraulik detailliert abgebildet ist [Bru-2003b]. Dieses Modell wird von Biermann um ein aktives Fahrwerk an Vorder- und Hinterachse erweitert [Bie-2009]. 8 Ergänzend zu der Dissertation von Golombek siehe [Elb-1996b; Elb-1996a; Elb-1997]. 25

46 2 Stand der Technik und Forschung Ein einfaches zweidimensionales Mehrkörpermodell eines Gabelstaplers stellen auch Marquardt und Leonard vor und nutzen es für die Berechnung der Fahrzeugschwingungen in einem interaktiven Fahrsimulator [Mar-2004]. Schmalzl untersucht 2006 mit Hilfe eines hybriden Mehrkörpermodells den Einfluss von Bodenungenauigkeiten auf das dynamische Verhalten von Schmalgangstaplern [Sch-2006]. Im Gegensatz zu Beha modelliert er das Rad als Kreis und lässt es auf einer Kurve, die die Unebenheiten der Fahrbahn nachbildet, abrollen. Fast zur selben Zeit entsteht am Institut für Fördertechnik und Logistik der Universität Stuttgart im Auftrag der Still-Wagner GmbH ein umfangreiches Mehrkörpermodell für einen Schubmaststapler als Werkzeug für die Projektierungsphase [Vor- 2007a]. Besonderes Augenmerk widmen Vorwerk und Nikic dem Hubgerüst, indem die Hubmaste als elastische Balkenelemente sowie die Ketten im Bereich der Umlenkrolle durch Einzelglieder samt Kontaktelementen modelliert werden [Vor-2007b]. Das entstandene Mehrkörpermodell wird ebenso für die Untersuchung von Ganzkörper-Vibrationen verwendet [Vor-2007d]. Im Rahmen der bereits erwähnten Untersuchungen bezüglich der dynamischen Standsicherheit von Bruns wird deutlich, dass mit den in den Simulationspaketen enthaltenen Reifenmodellen im Bereich der Querdynamik Grenzen gesetzt sind [Bru- 2003a]. Dadurch motiviert erforschen Busch und Bruns das Verhalten von Superelastikreifen bei dynamischer Kurvenfahrt auf einem Prüfstand, identifizieren die relevanten Zusammenhänge der Einflussparameter und überführen diese auf Basis neuronaler Netze in ein Reifenmodell für die Mehrkörpersimulation [Bus-2012]. Ein speziell für die Anforderungen der Vertikaldynamik ausgelegtes Reifenmodell für Superelastikreifen stellen Günthner et al. vor [Gün-2013]. Nicht nur der klassische Gabelstapler droht bei zu schneller Kurvenfahrt umzukippen, auch Portalstapler, die in Häfen für den Umschlag von Containern eingesetzt werden, sind gefährdet. Anhand eines Mehrkörpermodells können Bruns und Piepenburg zeigen, dass ein Bremsen in einer kritischen Fahrsituation wie einem schnellen Lenkwechsel oder einer engen 180 -Kurve das Fahrzeug stabilisieren kann, wenn die Bremskraft schnell genug aufgebaut wird, weswegen die Autoren ein automatisches Stabilitätssystem vorschlagen [Bru-2013c]. Auch Routenzüge, die für den innerbetrieblichen Materialfluss zunehmend an Bedeutung gewinnen, werden von Bruns et al. bezüglich ihrer Spurtreue mit Hilfe eines einfachen Mehrkörpermodells untersucht. Besonderes Augenmerk wird dabei auf 26

47 2.2 Ganzkörper-Vibrationen ein eigenes aus der Literatur angepasstes Reifenmodell gelegt, das auf der Basis von Messungen in [Hin-1994] die Längs- und Querkräfte berechnet. [Bru-2013a] Overmeyer et al. erforschen am Schubmaststapler die Belastung elektronischer Bauteile und greifen ebenfalls auf ein parametrisierbares Mehrkörpermodell zurück, welches Bauteilnachgiebigkeiten durch Feder-Dämpfer-Elemente berücksichtigt und Reifenkräfte über eine Kontaktdefinition berechnet [Wei-2012; Ove-2013]. Abschließend sei erwähnt, dass im Bereich der mobilen Arbeitsmaschinen nicht nur Flurförderzeuge mit Hilfe der Mehrkörpersimulation untersucht werden. So ermittelt z. B. Böhler anhand eines detaillierten Traktormodells die Rumpfbelastung bei Straßenfahrt und bildet in dem zu Grunde liegenden Modell auch Fahrer und Sitz ab [Böh-2001]. Bös et al. stellen ein parametrisiertes Mehrkörpermodell eines Radladers vor, mit welchem definierte Fahrversuche durchfahren werden können, um das Fahrzeug hinsichtlich Schwingungskomfort und Fahrdynamik zu optimieren [Bös- 2013]. Auch Kunze et al. berichten über ein Mehrkörpermodell eines Radladers, stellen aber nicht die Belastung des Fahrers in den Vordergrund, sondern einen multiphysikalischen Ansatz zur Simulation von Erdbauprozessen mit Hilfe einer Kopplung von Mehrkörpersimulation und der Diskrete-Elemente-Methode [Kun-2012]. 2.2 Ganzkörper-Vibrationen Wirken mechanische Schwingungen (Vibrationen, Stöße oder Erschütterungen) von außen auf den menschlichen Körper ein, so spricht man umgangssprachlich verallgemeinernd von Humanschwingungen. In der Fachterminologie wird jedoch in Abhängigkeit der durch die Vibrationen belasteten Körperstellen eine strikte Unterteilung vorgenommen in Hand-Arm-Vibrationen (HAV) und Ganzkörper-Vibrationen (GKV). Unter Hand-Arm-Vibrationen sind mechanische Schwingungen im Frequenzbereich zwischen Hz zu verstehen, welche bei Übertragung auf das Hand-Arm- System des Menschen Gefährdungen für die Gesundheit und Sicherheit verursachen oder verursachen können. Zu nennen sind dabei vor allem Knochen- oder Gelenkschäden, Durchblutungsstörungen und neurologische Erkrankungen. Hand- Arm-Vibrationen treten beispielsweise bei Arbeiten mit handgehaltenen oder handgeführten Arbeitsgeräten mit rotierenden oder oszillierenden Teilen, handgehaltenen 27

48 2 Stand der Technik und Forschung schwingenden Bedienelementen oder Geräten mit Einzelauslösung (z. B. Nagler, Bolzensetzer) auf. [Bun-2010c] Im Fokus der vorliegenden Betrachtung stehen jedoch Ganzkörper-Vibrationen, als welche mechanische Schwingungen im Frequenzbereich zwischen 0,1 80 Hz bezeichnet werden, die bei Übertragung auf den gesamten Körper Gefährdungen für die Gesundheit und Sicherheit verursachen oder verursachen können. Beim stehenden Bediener wirken Ganzkörper-Vibrationen über die Füße, beim sitzenden Bediener über das Gesäß, die Füße und den Rücken und beim liegenden Menschen über die Auflagefläche auf den gesamten Körper ein. Ganzkörper-Vibrationen sind üblicherweise bei Fahrzeugen und selbstfahrenden Maschinen (z. B. Flurförderzeuge, Erdbaumaschinen) oder bei Maschinen mit großer Unwucht oder Schlagenergie (z. B. Schmiedehämmer) anzutreffen. [Bun-2010c] Wie viele Beschäftigte in Deutschland durch Vibrationen belastet sind, ist nicht exakt bekannt. Oftmals stützen sich Aussagen diesbezüglich auf lang zurückliegende Erhebungen. So kann auf Basis einer Studie aus dem Jahr 1989 davon ausgegangen werden, dass in Europa circa 4 7 % der Beschäftigten gegenüber Ganzkörper- Vibrationen exponiert sind [Int-1989]. Auf Basis einer von der Health and Safety Executive in Auftrag gegebenen Studie in Großbritannien im Jahr 1998 [Hea-1999a; Hea-1999b] kann Mohr unter Verwendung der statistischen Erhebungen des Mikrozensus 2001 [Sta-2002] aktuellere Exponiertenzahlen ableiten, welche allerdings auch die Fahrt mit einem Verkehrsmittel zur und von der Arbeit berücksichtigen [Moh-2003]. Er kommt zu dem Ergebnis, dass in Deutschland mit ca. 15 Mio. Personen 40 % der Erwerbstätigen Ganzkörper-Vibrationen ausgesetzt sind, davon sogar 1,1 Mio. oberhalb des Expositionsgrenzwerts (vgl. Kapitel 2.2.3). Ergänzt und bestätigt werden diese Aussagen durch die eingangs erwähnte Erwerbstätigenbefragung aus dem Jahr 2012 [Wit-2013]. Von den befragten Erwerbstätigen geben Personen (21,2%) an, Arbeiten mit starken Erschütterungen, Stößen und Schwingungen, die man im Körper spürt, auszuführen. Bei 867 der Befragten (4,3%) ist dies häufig und bei der Befragten (6,2%) manchmal der Fall. Von den Befragten, die häufig angegeben haben, fühlen sich ca. die Hälfte (463 Befragte) auch durch die Vibrationen belastet. Bezogen auf alle Erwerbstätigen empfinden sich im Rahmen dieser Studie 2,3 % durch Vibrationen belastet. Eine Unterscheidung zwischen Ganzkörper-Vibrationen und Hand-Arm-Vibrationen wird in dieser Erhebung nicht getroffen. Folgende Ausführungen gehen näher auf mögliche Auswirkungen von Ganzkörper- Vibrationen auf die Gesundheit und die Sicherheit der Beschäftigten ein, erklären die Kennwertberechnung sowie die dafür gültigen Grenzwerte und geben abschließend 28

49 2.2 Ganzkörper-Vibrationen einen Überblick über aus der Literatur bekannte Belastungswerte für Flurförderzeugfahrer Auswirkungen auf die Gesundheit und die Sicherheit Grundsätzlich reagiert jeder Mensch mit seiner ihm eigenen psychischen, körperlichen, genetischen und sozialen Voraussetzung unterschiedlich auf äußere Einwirkungen. Dies gilt auch für Vibrationen, so dass zwischen der auftretenden Belastung als Gesamtheit der äußeren Bedingungen und Anforderungen in dessen Umgebung und der daraus resultierenden Beanspruchung in Abhängigkeit seiner individuellen Eigenschaften zu unterscheiden ist. Die bekannten Zusammenhänge mit den bestimmenden Faktoren stellt Abbildung 2-9 im Belastungs-Beanspruchungs-Modell für Ganzkörper-Vibrationen dar. Belastung durch Ganzkörper-Vibrationen physikalische Belastung Einwirkungsrichtung Amplitude Frequenz Stoßhaltigkeit mitwirkende Belastungsfaktoren Einleitungsstelle Körperhaltung Abstützung Temperatur Heben und Tragen Freizeitverhalten Expositionsdauer täglich jährlich im Berufsleben Pausenregime Aufeinanderfolge Mensch individuelle körperliche Voraussetzungen Geschlecht Alter Alter bei Expositionsbeginn Konstitution allgemeiner Gesundheitszustand Zustand der Wirbelsäule Kenntnisse, Fähig- und Fertigkeiten Beanspruchung akute Wirkungen Befindungsstörungen (z. B. Kinetose) Leistungsbeeinträchtigungen Schmerzwahrnehmungen Lumbago, Ischias biomechanische und physiologische Reaktionen chronische Wirkungen degenerative Veränderung der Bandscheiben, Wirbelkörper u. -gelenke, Kaudasyndrom Abbildung 2-9: Belastungs-Beanspruchungs-Modell für Ganzkörper-Vibrationen nach [Bun-2010c] Die physikalische Belastung stellt die auf den Menschen einwirkende Vibration dar und ist gekennzeichnet durch die Einwirkungsrichtung, die Amplitude, die Frequenz sowie die Stoßhaltigkeit, die sich aus den ersten drei Größen ableiten lässt. Diese detaillierte Betrachtung der Anregung ist unerlässlich, da der menschliche Körper mit seinen Organen und Gliedmaßen selbst ein schwingungsfähiges System darstellt, welches interindividuell wiederum unterschiedlich ausgeprägt sein kann. So verhält sich der Körper nur bis zu Frequenzen von 2 Hz wie eine starre Masse und weist Eigenfrequenzen zwischen 4 5 Hz sowie Hz auf [Sto-2006]. Kenntlich 29

50 2 Stand der Technik und Forschung wird dies bei Betrachtung der mechanischen Impedanz 9 des menschlichen Körpers (Abbildung 2-10 links), bei der die beiden Maxima in den erwähnten Bereichen klar zu erkennen sind. Grundsätzlich lässt sich auf Basis einer Vielzahl an Untersuchungen festhalten, dass die Antwort des menschlichen Körpers auf Vibrationen abhängig von der Amplitude, der Richtung und der Frequenz der Anregung ist [Gri-1990]. Somit ist auch zu erklären, dass Vibrationen unterschiedlicher Frequenz verschieden wahrgenommen und nur bis zu einem bestimmten Maße ausgehalten werden können. Eine Probandenstudie von Magid et al. mit 15 Freiwilligen, die sinusförmigen Schwingungen unterschiedlicher Frequenzen bis zur absoluten Schmerzgrenze ausgesetzt werden, gibt einen Einblick, wie unterschiedlich Vibrationen vom menschlichen Körper ausgehalten werden können [Mag-1960]. Am wenigsten tolerant gegenüber Vibrationen ist der Körper im Bereich von 4 8 Hz, was angesichts der Eigenfrequenz in diesem Bereich nicht verwunderlich ist, während bei 1 Hz doppelt so hohe Belastungen ausgehalten werden. Im Bereich zwischen 1 3 Hz treten vor allem Schwierigkeiten beim Atem auf, und ein Proband ist sogar nach einer Minute Vibrationsbelastung bei 8 Hz in Ohnmacht gefallen [Sto-2006]. mechanische Impedanz [kn s/m] Mensch 70 kg starre Masse 70 kg Beschleunigung [g] Frequenz [Hz] Frequenz [Hz] 16 Abbildung 2-10: Mechanische Impedanz einer sitzenden Person mit 70 kg Körpergewicht (nach [Sto- 2006], links) und Toleranzgrenzen von Versuchspersonen gegenüber Vibrationen (nach Darstellung aus [Sto-2006] im Original aus [Miw-1967], rechts) Im Gegensatz zur Belastungsgrenze setzen sich Bellmann et al. intensiv mit der Wahrnehmung von vertikalen Ganzkörper-Vibrationen auseinander und ermitteln eine Perzeptionsschwelle von 87 db im Bereich von 6 63 Hz, wobei die interindividuellen Unterschiede zwischen den Versuchspersonen mit steigender Frequenz deutlich zunehmen [Bel-2004]. Neben der einwirkenden Vibration ist vor allem von Bedeutung, wo diese in den Körper eingeleitet wird und welche Körperhaltung der Fahrer einnimmt, da die Be- 9 Zur Definition der mechanischen Impedanz siehe Kapitel

51 2.2 Ganzkörper-Vibrationen lastbarkeit der Wirbelsäule auf Grund der veränderten Geometrie zwischen Stehen und Sitzen grundsätzlich verschieden ist [Cal-2001; Cha-2006] und zusätzlich ungünstige Körperhaltungen beim sitzenden Fahrer zu höheren Kräften in der Wirbelsäule führen können [Sei-2000]. Ebenso ändert sich mit der Oberkörperneigung auch der frequenzabhängige Zusammenhang zwischen der Schwingbeschleunigung und den Wirbelsäulenkräften [Fri-2010]. Zudem kann das Heben und Tragen schwerer Lasten im Wechsel mit Ganzkörper-Vibrationen zu einer stärkeren Schädigung führen, als wenn beide Belastungen einzeln auftreten [Bun-2010c]. Als letzter und auch wichtigster Einflussfaktor ist die Dauer der Vibrationsexposition zu nennen. So zeigen Schust et al., dass sowohl die Körperstatur und die Körperhaltung als auch die tägliche und die jährliche Expositionszeit, die Lebensexpositionszeit und das Lebensalter bei Beginn der Exposition einen signifikanten Einfluss auf die Risikovorhersage haben [Sch-2013]. Die genannten Belastungen rufen im menschlichen Körper, der sich durch individuelle körperliche Voraussetzungen auszeichnet, unterschiedliche Beanspruchungen hervor. Diese können nach den Kriterien Gesundheit, Komfort, Wahrnehmbarkeit und Bewegungskrankheiten unterteilt werden [ISO 2631c]. Im Fokus der weiteren Betrachtungen stehen die Auswirkungen auf die Gesundheit und damit auch auf die Sicherheit, für die der Frequenzbereich von 0,5 80 Hz relevant ist. Bei den resultierenden Beanspruchungen spricht man auch von den sog. unmittelbaren Auswirkungen auf die Gesundheit und Sicherheit, da sie direkt den Menschen betreffen, welche wiederum grundsätzlich in akute und chronische Wirkungen unterteilt werden [Bun-2010c]. Einen Überblick über gegenwärtige Literatur und eine Diskussion typischer klinischer Befunde findet sich in [Joh-2013]. Eine allseits bekannte akute Wirkung von Ganzkörper-Vibrationen ist die Kinetose als Vertreter der Befindungsstörungen, umgangssprachlich unter dem Namen Seekrankheit bekannt, welche sich bei niederfrequenten Schwingungen unter 0,5 Hz einstellen kann. Ganzkörper-Vibrationen im Frequenzbereich von 0,5 80 Hz können sowohl das allgemeine Wohlbefinden stören als auch die menschliche Leistungsfähigkeit beeinflussen. Zum anderen können sie schmerzhafte Muskelverspannungen, Verdauungsstörungen, Störungen der peripheren Durchblutung oder Funktionsstörungen der weiblichen Fortpflanzungsorgane hervorrufen. Weiterhin beobachtbar sind biomechanische und physiologische Reaktionen wie die Änderung von Pulsfrequenz und Blutdruck. Diese können, müssen aber nicht unbedingt vom Menschen wahrgenommen werden und machen sich unter Umständen nicht sofort nach Belastungsbeginn, sondern erst nach ein bis zwei Stunden bemerkbar [Dup-1984, S. 48]. [CEN-1996; Bun-2010c] 31

52 2 Stand der Technik und Forschung Liegt jedoch eine langjährige Einwirkung von Ganzkörper-Vibrationen vor, so sind Rückenschmerzen, ein verstärkter Verschleiß der Wirbelsäule und in dessen Folge neurologische Ausfälle der unteren Gliedmaße als chronische Auswirkungen möglich [Dup-1984; Sei-1986; CEN-1996; Sch-1998; Bov-1999]. Bandscheibenbedingte Erkrankungen der Lendenwirbelsäule durch langjährige, vorwiegend vertikale Einwirkung von Ganzkörper-Vibrationen im Sitzen werden in Deutschland als Berufskrankheit BK 2110 geführt [Dup-1994; Bun-2009]. Tabelle 2-4 zeigt für die letzten Jahre diesbezüglich die angezeigten Verdachtsfälle und stellt die anerkannten Fälle gegenüber. Tabelle 2-4: Berufskrankheit BK 2110 [Bun-2012c; Bun-2012b] angezeigte Verdachtsfälle anerkannte Berufskrankheiten neue Rentenfälle Auffällig ist die hohe Diskrepanz zwischen den angezeigten und den tatsächlich anerkannten Fällen, da es den Betroffenen nicht leicht fällt nachzuweisen, ob die Erkrankung der Lendenwirbelsäule auf arbeitsbedingte Entstehungsursachen zurückzuführen ist. Zum einen stellt sich das Problem, dass degenerative Veränderungen der Wirbelsäule auch unabhängig von der arbeitsbedingten Belastung auftreten [Bun-2005]. Zum anderen hängt die gesundheitliche Gefährdung durch Ganzkörper- Vibrationen stark von der individuellen Belastbarkeit, der Robustheit des Skeletts sowie der Körperhaltung ab [Sei-2000], wobei eine quantitative Bewertung dieser Einflüsse in epidemiologischen Studien bis jetzt nicht verfügbar ist [Bun-2005]. Offene Punkte, deren Beantwortung für eine zuverlässige Beurteilung des Zusammenhangs zwischen GKS und Erkrankung erforderlich wären, diskutiert Seidel ausführlich in [Sei-2004a]. Neben den genannten unmittelbaren Auswirkungen von Ganzkörper-Vibrationen auf die Gesundheit und Sicherheit sind auch die mittelbaren (indirekten) Auswirkungen zu beachten. Dies ist z. B. der Fall, sobald eine mobile Arbeitsmaschine nicht sicher bedient werden kann, wenn auf Grund von Vibrationen die Erfassung von Warnsignalen gestört ist oder Bedienelemente nicht sicher betätigt werden können [Bun- 2010c]. Grundsätzlich fällt es dem Menschen nämlich wesentlich leichter, aus dem sicheren Stand oszillierende Objekte als stehende Objekte bei eigener vibrierender Bewegung zu erkennen [Ben-1978; Sto-2006]. Stott hält fest, dass Personen unter Vibrationseinfluss zwischen 2 6 Hz Probleme haben, die ausgestreckte Hand zu kontrollieren und dass tracking-tasks in which the arm is supported and the hand 32

53 2.2 Ganzkörper-Vibrationen operates a joystick control show most disruption by vibration in the frequency range 4 8 Hz [Sto-2006]. Angesichts der aufgeführten negativen Auswirkungen von Vibrationen sollte jedoch abschließend nicht vergessen werden, dass auch durchaus positive Wirkungen von Schwingungen bekannt sind wie z. B. beim Wiegen eines Kindes in den Schlaf. Ebenso werden im Bereich des Trainings gezielt mechanische Schwingungsvorgänge beim Menschen appliziert, um positive biomechanische und physiologische Effekte hervorzurufen. So reichen nach Haas et al. die Resultate bezüglich der Effekte von Schwingungsreizen auf Maximal- und Schnellkraft von leicht negativ bis außerordentlich positiv [Haa-2004] Messung und Kennwertberechnung Um die Belastung des Menschen auf Grund von Exposition gegenüber Ganzkörper- Vibrationen einheitlich zu bestimmen, wird im Jahr 1997 die ISO als grundlegende Norm verabschiedet [ISO 2631c]. Sie definiert die allgemein gültigen Bewertungsmethoden und nennt grundlegende Anforderungen an Messverfahren, enthält aber keine Beurteilungsgrenzwerte, sondern lediglich Informationen über mögliche Auswirkungen von Ganzkörper-Vibrationen auf die Gesundheit. Um die Einführung neuer Kennwerte auf Basis einer EU-Richtlinie (vgl. Kapitel 2.2.3) zu berücksichtigen, wird die ISO im Jahr 2010 ergänzt [ISO 2361 Amd1]. Die VDI 2057 Blatt 1 greift die Inhalte der ISO auf, um ein einheitliches Verfahren zur Beurteilung der Einwirkung mechanischer Ganzkörper-Schwingungen auf den Menschen und allgemeine Hinweise zur Ermittlung der Beurteilungsgrößen anzugeben [VDI 2057] In folgenden Ausführungen werden zuerst die Grundlagen zur messtechnischen Erfassung der Ganzkörper-Vibrationen vorgestellt, um darauf aufbauend die Kennwerte nach ISO abzuleiten und die im deutschen Sprachgebrauch bekannte Tagesexposition A8 ( ) als Kenngröße für die Beanspruchung der Gesundheit über einen Arbeitstag von acht Stunden einzuführen. Im Fokus steht dabei der sitzende Mensch. Die Einwirkung von Vibrationen innerhalb von Gebäuden wird aus der Betrachtung ausgeklammert, hierzu sei auf die ISO verwiesen [ISO 2631a] Messung der Ganzkörper-Vibrationen Während die ISO grundlegende und allgemeine Anforderungen an die Messung nennt, bietet die DIN EN eine praxisgerechte Anleitung zur Bewertung der Einwirkung von Ganzkörper-Vibrationen am Arbeitsplatz, welche das Augenmerk auf die Durchführung der Messung legt [DIN EN 14253]. 33

54 2 Stand der Technik und Forschung Um die Vibrationen quantifizieren zu können, bedient man sich der physikalisch gerichteten Größe der Beschleunigung at ( ), welche durch sog. Beschleunigungsaufnehmer messtechnisch erfasst werden kann. Diese Beschleunigungsaufnehmer müssen in der Lage sein, die höchsten zu erwartenden Schwingungsamplituden zu verarbeiten und einen ausreichenden Messbereich für tiefe Frequenzen aufweisen. Sie sind so anzuordnen, dass sie die Vibrationen an der Schnittstelle zwischen Mensch und Schwingungsquelle in allen drei Raumrichtungen erfassen. Dementsprechend hat die Messung bei sitzenden Personen auf dem Sitz zu erfolgen. Üblicherweise wird ein triaxialer Beschleunigungsaufnehmer zur Bestimmung der auftretenden Beschleunigungen in den drei Raumachsen verwendet, der bei weichen und gepolsterten Sitzen nach ISO in eine halbelastische Sitzscheibe gemäß DIN EN [DIN EN 30326] zu integrieren ist (Abbildung 2-11). Bei der Messung sind Situationen zu vermeiden, in denen der Benutzer den Kontakt mit dem Beschleunigungsaufnehmer verliert, da sonst nicht die Beschleunigungen gemessen werden, die die Person erfährt. Ebenso können durch Platznehmen auf dem Sitz hohe Beschleunigungen eingeleitet werden, welche das Messergebnis verfälschen. [DIN EN 14253] 1,5±0,2 12 max 3± 1 Ø75±5 Ø250±50 Abbildung 2-11: Triaxialer Beschleunigungsaufnehmer in halbelastischer Messscheibe (Bildquelle: Metra Mess- und Frequenztechnik, [DIN EN 30326]) Grundlegende Anforderungen an die Mess- und Analysiergeräte werden in der EN ISO 8041 definiert [DIN EN ISO 8041]. Auch das Messsystem ist in regelmäßigen Abständen (z. B. jährlich oder alle zwei Jahre) nachzuprüfen, wobei die zutreffenden Teile der ISO 5347 und der ISO anzuwenden sind. Weitere Informationen zur Durchführung von Messungen findet der Anwender in Teil 2 der Technischen Regeln zur Lärm- und Vibrations-Arbeitsschutzverordnung (vgl. Kapitel 2.2.3, [Bun-2010c]). Diese erlauben neben den in Abbildung 2-11 beschriebenen Beschleunigungsaufnehmern samt zugehörigen Analysegeräten, welche für fachkundige Messungen zu verwenden sind, auch den Einsatz vereinfachter 10 Die ISO verweist dabei auf die ISO , welche seit 1994 zurückgezogen und durch 34 DIN EN ersetzt ist.

55 2.2 Ganzkörper-Vibrationen Messgeräte, sog. Dosimetern (z. B. [Gra-2007; Gra-2008]), wobei dann von sog. orientierenden Verfahren gesprochen wird. Während die DIN EN darauf abzielt, die Belastungen (Immissionen) an einem spezifischen Arbeitsplatz zu ermitteln, der sich u. a. durch die dort vorherrschenden Randbedingungen auszeichnet, nimmt sich die DIN EN 1032 der Prüfverfahren zur Bestimmung des in der Maschinenrichtlinie geforderten Schwingungsemissionswerts an [DIN EN 1032]. Da die DIN EN 1032 wegen des spezifischen Einsatzes von Flurförderzeugen nicht direkt angewendet werden kann, ist speziell für diese die DIN EN eingeführt [DIN EN 13059]. Auf die Unterschiede zwischen Immissions- und Emissionswerten bei Flurförderzeugen wird gesondert in Kapitel eingegangen. Im Idealfall wird die Tages-Schwingungsbelastung kontinuierlich über den Arbeitstag gemessen. Da dies in der Praxis oft nicht realisierbar ist, sind geeignete Zeitabschnitte zu bestimmen, wobei Dauer und Anzahl so zu wählen sind, dass ein repräsentativer Schwingungswert ermittelt werden kann. Als Mindestdauer sind aus statistischen Gründen drei Minuten anzusetzen [DIN EN 14253]. Neben der Dauer der Messung T ist ebenso die Einwirkungsdauer Te 24 h zu bestimmen, in welcher der Arbeitnehmer gegenüber den gemessenen Vibrationen exponiert ist. Hierbei können unterschiedliche Verfahren wie Verwendung einer Stoppuhr, Auswertung von Videoaufnahmen oder Methoden der Arbeitserfassung zur Anwendung kommen [DIN EN 14253]. Während kurze Schwingungsunterbrechungen in der akuten Belastung eingeschlossen sind, werden längere schwingungsfreie Zeiten nicht mit einbezogen [VDI 2057]. Im Normalfall ist die Einwirkungsdauer T e nicht mit der Einsatzzeit auf einer Maschine gleichzusetzen. Abbildung 2-12 verdeutlicht den von Mohr vorgestellten Zusammenhang zwischen der Einwirkungsdauer T e, der Einsatzzeit auf einer Maschine und dem Arbeitstag mit einer Schicht von acht Stunden [Moh-2007]. Einsatzzeit vibrationsfreie Zeit (z. B. Pausen) Arbeitstag (8 h) Einwirkungsdauer T e Abbildung 2-12: Zusammensetzung von Arbeitstag, Einsatzzeit und Einwirkungsdauer (nach [Moh- 2007]) 35

56 2 Stand der Technik und Forschung Kennwertberechnung Die Schwingungskennwerte werden nach erfolgter Messung einzeln für die drei Koordinatenachsen ermittelt. Grundlage ist hierbei das in Abbildung 2-13 dargestellte biodynamische Koordinatensystem des menschlichen Körpers. Als grundlegende Bewertungsmethode dient die Berechnung des Effektivwerts der frequenzbewerteten Beschleunigung [ISO 2631c]. Da nicht alle Frequenzen einer mechanischen Schwingung beim Menschen eine gleiche Beanspruchung hervorrufen, ist das gemessene Beschleunigungssignal at () einer Frequenzbewertung zu unterziehen. Hierbei wird das Signal entsprechend der frequenzabhängigen Beanspruchung gewichtet und in seiner Bandbreite begrenzt, so dass die frequenzbewertete Beschleunigung aw () t resultiert. Je nach Beanspruchungskriterium, Einleitungsstelle und Schwingungsrichtung sind auf Basis einer Vielzahl an Studien unterschiedliche Bewertungsfunktionen in der ISO definiert. Bei Betrachtung des Beanspruchungskriteriums Gesundheit ist beim sitzenden Bediener für die x- und y-achse die Frequenzbewertungskurve W d und für die z-achse die Frequenzbewertungskurve W k zu verwenden (Abbildung 2-14). Eine mathematische Definition der Frequenzbewertungskurven findet sich in ISO Anhang A. z y Diese Bewertungsfunktionen stellen einen Kompromiss dar und bilden nach Griffin nicht zwangsläufig ein Optimum, da absehbar ist, dass passende Bewertungsfunktionen wiederum vom Level anderer Variablen abhängig sind (z. B. in Abhängigkeit der Amplitude) [Gri-2010]. Auch Seidel et al. können mittels individualisierter Finitex Abbildung 2-13: Biodynamisches Koordinatensystem des menschlichen Körpers in sitzender Position gemäß [ISO 2631c] (Bild in Anlehnung an [ISO 2361 Amd1]) 36

57 Frequenzbewertung [db] 2.2 Ganzkörper-Vibrationen Elemente-Modelle des sitzenden Menschen aufzeigen, dass die W k -Bewertung in z-richtung unterhalb einer Anregung von 5 Hz die Wirkung auf die Gesundheit unterschätzt und oberhalb von 5 Hz eher überschätzt [Sei-2004b]. Dennoch ist der Nutzen des existierenden Verfahrens nicht zu vernachlässigen, es ist ebenso einfach in Normen und Richtlinien zu hinterlegen wie in der praktischen Anwendung. Griffin fasst diesen Zwiespalt treffend zusammen: There is also a need to find a way of communicating the uncertainty of understanding without underminding the useful practical role of weightings for frequency, direction, and duration in standards [Gri- 2010, S. 20] Wk W k Wd W d , Frequenz [Hz] Abbildung 2-14: Frequenzbewertungskurven Wd und Wk [ISO 2631c] Der Effektivwert a wt der frequenzbewerteten Beschleunigung aw () t ist gleichbedeutend mit dem quadratischen bzw. energieäquivalenten Mittelwert und ist definiert als: 1 2 awt aw () t dt T T 0 (2-1) mit aw( t ) frequenzbewertete Beschleunigung als Funktion der Zeit T Dauer der Messung Unter der Voraussetzung, dass das in der Zeit T gemessene Beschleunigungssignal at () repräsentativ für die Belastung während der Einwirkungszeit T e ist, wird der Effektivwert der frequenzbewerteten Beschleunigung a wt im Folgenden als energieäquivalenter Mittelwert a we für die Einwirkungsdauer T e bezeichnet. 37

58 2 Stand der Technik und Forschung Setzt sich die Einwirkungsdauer T e aus n Belastungsabschnitten T i zusammen, so berechnet sich a we zu: 1 n 2 we wt, i i Te i 1 a a T (2-2) mit T e n Ti i 1 (2-3) Um die Belastung bzw. Beanspruchung von Personen mit Grenzwerten oder untereinander vergleichen zu können, ist die Beurteilungsbeschleunigung a w0 als Gesamtbelastung für die Beurteilungsdauer T 0 zu bestimmen. Unter der Annahme, dass die Wirkungen energieproportional sind, werden zwei Vibrationseinwirkungen als äquivalent bezeichnet, wenn gilt: a T a T (2-4) 2 2 w1 1 w2 2 Auf Basis dieser Energieäquivalenz errechnet sich die Beurteilungsbeschleunigung a w0 zu: a w0 T e awe (2-5) T0 Bei mehreren Belastungsabschnitten n kann die Beurteilungsbeschleunigung a w0 analog zu Formel (2-2) aus den zugehörigen frequenzbewerteten Beschleunigungen berechnet werden. 1 n 2 w0 wt, i i T0 i 1 a a T (2-6) Für eine Arbeitsschicht von acht Stunden ( T 0 = 8 h) ergibt sich a w0 zu a (8). w Das Ausmaß der Exposition gegenüber Ganzkörper-Vibrationen wird anhand der Tagesexposition A8 ( ) bewertet. Diese wird in Deutschland ausgedrückt als die äquivalente Dauerbeschleunigung für einen Zeitraum von acht Stunden, berechnet als der höchste Wert der Effektivwerte der frequenzbewerteten [Beurteilungs-]Beschleunigungen in den drei orthogonalen Richtungen, wobei diese mit Korrekturfaktoren k in Abhängigkeit der Schwingungsrichtung zu multiplizieren sind. [Bun- 2007b]. 38

59 8 i w( 8 ),i 2.2 Ganzkörper-Vibrationen A max k a, i ( x, y, z) (2-7) Auch wenn nach oben genannter Definition die Tagesexposition A (8) dem Maximalwert der korrigierten Beurteilungsbeschleunigungen entspricht, ist es trotzdem üblich, die Tagesexposition A (8) einzeln für die drei Schwingungsrichtungen x, y und z zu bestimmen (Abbildung 2-13), da die Grenzwerte auch jeweils für die Koordinatenachsen festgelegt sind, wie in folgendem Kapitel näher erläutert wird. Dies entspricht auch der Normergänzung zur ISO , die eine daily vibration exposure A l(8) for each direction l definiert [ISO 2631a]. Die Korrekturfaktoren für die horizontalen Achsen sind zu k x = k y = 1,4 festgelegt, während in vertikaler Richtung k z = 1,0 gilt [Eur-2002; Bun-2007b; ISO 2631a]. Der internationale Kenntnisstand zeigt [jedoch] eine weitgehende Übereinkunft dahingehend, dass eine auf frequenzbewerteten Effektivwerten basierende Dosis im Fall stoßhaltiger Ganzkörper-Vibrationen ein Gesundheitsrisiko nicht adäquat charakterisieren kann, weswegen nach internationalem Konsens eine erste normative Umsetzung zur Bewertung stoßhaltiger Ganzkörper-Vibrationen mit der ISO im Jahr 2004 vollzogen wird [Hin-2010]. Kern ist ein Risikofaktor, der die interne Belastung, welche durch einfache Mehrkörpermodelle in x- und y-richtung und durch neuronale Netze in z-richtung bestimmt wird, und die maximale Belastbarkeit der Lendenwirbelsäule in Relation setzt, wobei sich die Grenzwerte für die kritischen Tagesdosen und Risikofaktoren nur im informativen Anhang der Norm finden [ISO 2631b]. Als alternative Beurteilungsmethode für stark stoßhaltig geprägte Belastungen wird Teil 5 der ISO 2631 explizit in der Normergänzung zur ISO empfohlen [ISO 2631a]. Die Unzulänglichkeiten in der Bewertung stoßhaltiger Schwingungen ist schon bei Verabschiedung der ISO im Jahr 1997 bekannt, so dass auch bereits in ihr auf die Notwendigkeit zusätzlicher oder alternativer Bewertungsmethoden bei starken Stößen oder transienten Schwingungen verwiesen wird. Als Kriterium für die Anwendbarkeit der grundlegenden Bewertungsmethode dient nach der ISO der Scheitelfaktor C F, auch Crest-Faktor genannt, welcher als ganzzahliger Teil des Verhältnisses des Spitzenwertes des frequenzbewerteten Beschleunigungssignals zu seinem Effektivwert definiert ist [DIN 1311]. C F wt max a w( t ) (2-8) a 39

60 2 Stand der Technik und Forschung Für Schwingungen mit einem Scheitelfaktor C F 9 ist die grundlegende Bewertungsmethode normalerweise ausreichend. Ansonsten ist eine der nachfolgend genannten zusätzlichen Methoden anzuwenden. [ISO 2631c] Die Gleitende-Effektivwert-Methode berücksichtigt gelegentliche Stöße und transiente Schwingungen durch die Wahl einer kurzen Integrationszeitkonstante in Bezug zum Beobachtungszeitpunkt t 0. Bekannt sind dabei zwei unterschiedliche Berechnungsansätze. Die ISO definiert für den gleitenden Effektivwert aw( t 0 ) zuerst die Form der linearen Integration: t0 1 2 w 0 w a ( t ) a ( t) dt t0 (2-9) Diese Form kann gemäß ISO 8041 [DIN EN ISO 8041] durch eine exponentielle Integration angenähert werden, welche auch in VDI zur Anwendung kommt: t0 t t0 2 t w 1 aw( t0 ) a ( t) e dt (2-10) Der Unterschied der Ergebnisse von Formel (2-9) und Formel (2-10) ist sehr klein für die Anwendung auf Stöße kurzer Dauer im Vergleich zu und bis zu 30 % größer für Stöße und transiente Schwingungen längerer Dauer. Eine allgemeingültige Festlegung für den Wert der Integrationszeitkonstanten kann aktuell nicht getroffen werden. Die VDI empfiehlt bezüglich der Prävention von Gesundheitsgefährdungen infolge der Einwirkung von Ganzkörper-Schwingungen 0,125 s bei Anwendung von Formel (2-10). Als Kennwert dient der Maximalwert des gleitenden Effektivwertes MTVV (Maximum Transient Vibration Value). Bei dessen Bestimmung wird nach ISO eine Wahl von 1 s empfohlen. MTVV max a ( t ) w 0 (2-11) Eine weitere Methode ist nach ISO die Vierte-Potenz-Methode, welche durch die Wahl der vierten anstatt der zweiten Potenz als Basis der Mittelung für den Beschleunigungs-Zeit-Verlauf für Spitzen empfindlicher ist als die grundlegende Bewertungsmethode. Die Schwingungsdosis der Vierten-Potenz-Methode VDV (Vibration Dose Value, Vibrationsdosiswert) besitzt die Einheit m/ s, und wird mit der 175 Messdauer T definiert als: 40

61 2.2 Ganzkörper-Vibrationen T VDV 4 a t dt 0 () 4 w (2-12) Tritt die Vibrationseinwirkung in mehreren Zeitabschnitten i unterschiedlicher Intensität auf, berechnet sich der Gesamtschwingungsdosiswert VDV total zu: VDV total 4 4 VDVi (2-13) i Nach ISO ist aus Erfahrung bekannt, dass die Verwendung der oben genannten zusätzlichen Bewertungsmethoden für die Beurteilung der Auswirkungen der Schwingungen auf den Menschen im Hinblick auf Gesundheit oder Wohlbefinden erforderlich ist, wenn folgende Verhältnisse überschritten sind: MTTV a wt 1,5 (2-14) 4 VDV 1,75 a T wt (2-15) Hinz et al. weisen darauf hin, dass die Norm keinen Hinweis enthält, in welcher Achse die Stoßhaltigkeit zu prüfen ist [Hin-2010]. Es findet sich zudem nur die Anmerkung, dass diese Verhältnisse nicht die Höhe der Vibrationsbelastung widerspiegeln, sondern nur den Grad der Stoßhaltigkeit anzeigen [ISO 2631a]. Stoßhaltige Ganzkörper-Vibrationen sind seit Jahren Gegenstand zahlreicher wissenschaftlicher Forschungstätigkeiten, die auch mit Veröffentlichung der ISO noch lange nicht abgeschlossen sind. So berichten internationale Anwender, dass die Ergebnisse der Beurteilung von stoßhaltigen, beruflichen Ganzkörper- Vibrationen mehrfach zu Unterschätzungen der Wirkungen geführt haben, weswegen neue Methoden entwickelt werden, die den individuellen Körperbau, typische Fahrerhaltungen und eine Abschätzung möglicher gesundheitlicher Auswirkungen ermöglichen [Hin-2010]. Auch für Johanning erscheint in der Prävention die neu eingeführte Risikobewertung nach ISO mit der Bestimmung eines response of the bony vertebal endplate (hard tissue) oder fatigue processes kritisch, da in diesem Zusammenhang keine klinisch relevanten Diagnosen in der Praxis zu erkennen sind [Joh-2013]. Eine alternative Methode zur ISO stellt nach Schust et al. die DIN SPEC [DIN SPEC 45697] dar, deren zugrunde liegendes Modell im Rahmen des EU-Projekts VIBRISK von Hinz et al. entwickelt wird [Hin-2007], wobei die internen Belastungen mit Hilfe von Finite-Elemente-Modellen wie in [Hof-2010] beschrieben berechnet werden [Sch-2013]. Eine umfangreiche Abhandlung zu stoß- 41

62 2 Stand der Technik und Forschung haltigen Ganzkörper-Vibrationen stellen Hinz, Hofmann und Menzel in [Hin-2010] vor. Mohr präsentiert die Methode des erweiterten Effektivwerts, bei dem der bekannte frequenzbewertete Effektivwert a wt beibehalten und nur um einen Instationaritätsfaktor erweitert wird [Moh-2004]. Fritz wiederum schlägt eine kraftbezogene Bewertung auf Basis eines biodynamischen Menschmodells vor und stellt zur Abschätzung eines Gesundheitsrisikos einen kraftbezogenen Schwellwert vor [Fri- 2003; Fri-2007]. Hofmann und Wölfel wiederum präsentieren das Antwort-Spektrenverfahren, das im Gegensatz zur Methode des Effektivwerts der frequenzbewerteten Beschleunigung nicht nur einen Zahlenwert, sondern Kurvenverläufe als Ergebnis spektraler Betrachtung erzeugt, was ihrer Meinung nach verlässlichere Beurteilung von Schwingungsexpositionen gewährleistet [Hof-2007] Rechtliche Rahmenbedingungen Zum Schutz der Arbeitnehmer existieren in Deutschland mehrere Vorkehrungen, welche explizit oder auch nur implizit eine Grundlage für den Schutz gegen Vibrationsbelastungen bilden. Anzuführen sind dabei staatliche Gesetze und Verordnungen sowie die Unfallverhütungsvorschriften der Berufsgenossenschaften, welche alle grundlegenden Arbeitsschutzpflichten des Arbeitgebers sowie Pflichten und Rechte der Beschäftigten regeln. So verpflichtet die Unfallverhütungsvorschrift den Unternehmer, dass er die erforderlichen Maßnahmen zur Verhütung von Arbeitsunfällen, Berufskrankheiten und arbeitsbedingten Gesundheitsgefahren sowie für eine wirksame Erste Hilfe zu treffen hat [Ber-2004, S. 3], was nach dem Stand der Technik auch Vibrationen einschließt. Bereits das Arbeitsschutzgesetz aus dem Jahre 1996 verpflichtet die Arbeitgeber, eine Gefährdungsbeurteilung auch unter Berücksichtigung von Vibrationen gemäß dem Stand der Technik durchzuführen [Bun-1996], worauf Mohr des Öfteren verweist [Moh-2007; Moh-2013]. Kaulbars geht hier sogar noch weiter in der Zeit zurück und führt an, dass bereits in der Verordnung über Arbeitsstätten aus dem Jahr 1975 verankert ist, dass Arbeitnehmer an ortsgebundenen Arbeitsplätzen keinen unzuträglichen Schwingungen auszusetzen sind [Kau- 2007]. Konkrete Angaben zu Belastungsgrenzwerten bezüglich Vibrationen werden dabei jedoch in keiner der angesprochenen Verordnungen genannt, so dass zwar ein Schutz eingefordert wird, dieser jedoch faktisch nicht existiert. So kann man zu Recht von einer Lücke im deutschen Rechtssystem [Moh-2007] sprechen. Diese fängt an sich zu schließen, als das Europäische Parlament im Jahr 2002 die Richtlinie 2002/44/EG über Mindestvorschriften zum Schutz von Sicherheit und Gesundheit der Arbeitnehmer vor der Gefährdung durch physikalische Einwirkungen (Vibrationen) erlässt und die Mitgliedsstaaten auffordert, dieser durch entsprechende Rechts- und Verwaltungsvorschriften spätestens ab den 6. Juli 2005 nachzukommen [Eur-2002]. Die EU stellt den Mitgliedstaaten dabei frei, die Tagesexposition A (8) entweder auf Basis des Effektivwerts der frequenzbewerteten Beschleuni- 42

63 2.2 Ganzkörper-Vibrationen gung nach Formel (2-7) oder auf Basis des Vibrationsdosiswerts VDV gemäß Formel (2-12) zu bestimmen und nennt für beide Varianten Mindestgrenzwerte. Eine erste Umsetzung in deutsches Recht erfolgt zum 19. August 2005 mit der Änderung der Gesundheitsschutz-Bergverordnung [Ges-2007], für alle anderen Bereiche jedoch erst im Jahr 2007 mit der Verabschiedung der Lärm- und Vibrations-Arbeitsschutzverordnung (LärmVibrationsArbSchV) [Bun-2007b], womit die Gesetzeslücke endgültig geschlossen ist. Die Lärm- und Vibrations-Arbeitsschutzverordnung verpflichtet den Arbeitgeber, eine Gefährdungsbeurteilung und deren Dokumentation nach inhaltlichen und formalen Vorgaben durchzuführen und entsprechende Maßnahmen abzuleiten, falls eine zu hohe Vibrationsbelastung vorliegt. Um Rechtssicherheit für den Arbeitgeber in dieser neuen Situation zur Verfügung zu stellen, hat der Ausschuss für Betriebssicherheit (ABS) unter Beteiligung des Ausschusses für Arbeitsmedizin (AfAMed) im Jahr 2010 die Technischen Regeln zur Lärm- und Vibrations-Arbeitsschutzverordnung (TRLV Vibrationen) verabschiedet, welche den Stand der Technik, Arbeitsmedizin und Arbeitshygiene wiedergeben [Bun-2010c]. Durch die Vermutungswirkung kann der Arbeitgeber bei Anwendung der Technischen Regeln und der dort beispielhaft genannten Maßnahmen davon ausgehen, die entsprechenden Arbeitsschutzvorschriften einzuhalten. Die Gefährdungsbeurteilung umfasst nach den TRLV Vibrationen folgend genannte Schritte [Bun-2010c]: 1. Festlegen der zu beurteilenden Arbeitsbereiche und Tätigkeiten 2. Ermitteln der Gefährdungen 3. Beurteilen der Gefährdungen 4. Festlegen konkreter Arbeitsschutzmaßnahmen 5. Durchführung der Maßnahmen 6. Überprüfen der Wirksamkeit der Maßnahmen 7. Fortschreiben der Gefährdungsbeurteilung Bei der Ermittlung der Gefährdung fordern die TRLV Vibrationen nicht zwangsläufig eine fachkundige eigene Vibrationsmessung, sollten für den zu untersuchenden Arbeitsplatz keine eigenen Messergebnisse zur Verfügung stehen, sondern erlauben ausdrücklich die Nutzung fremder Informationsquellen, wobei stets die Vergleichbarkeit der angegebenen Einsatz- und Betriebsbedingungen mit den Verhältnissen vor Ort zu prüfen ist [Bun-2010c, S ]. Eine Übersicht über bekannte Vibrationsbelastungen bei Flurförderzeugen mit sitzendem Bediener findet sich im folgenden Kapitel Für die Beurteilung der Gefährdung sind nach der Lärm- und Vibrations-Arbeitsschutzverordnung der Effektivwert der frequenzbewerteten Beschleunigung zur Berechnung der Tagesexposition A8 ( ) sowie die dafür genannten 43

64 2 Stand der Technik und Forschung Grenzwerte heranzuziehen. Hierbei ist zwischen dem Auslösewert und dem Expositionsgrenzwert zu unterscheiden. Deren Zahlenwerte sowie die zu ergreifenden Maßnahmen hält Abbildung 2-15 fest, welche das Ampelprinzip der TRLV Vibrationen aufgreift. Die Beurteilung hat für jede der Raumachsen (x, y, z) getrennt zu erfolgen. Expositionsgrenzwert vertikal: A(8) = 0,8 m/s 2 horizontal: A(8) = 1,15 m/s 2 bei Feststellung Sofortmaßnahmen Arbeitsmedizinische Pflichtuntersuchungen G46 Programm technischer/organisatorischer Maßnahmen Unterrichtung und Unterweisung der Beschäftigten allg. arbeitsmed. Beratung Auslösewert vertikal: A(8) = 0,5 m/s 2 horizontal: A(8) = 0,5 m/s 2 Angebot arbeitsmedizinischer Vorsorgeuntersuchungen Stand der Technik und mittelbare Gefährdungen beachten Abbildung 2-15: Forderungen zu Ganzkörper-Vibrationen nach [Bun-2010c] Bei der Festlegung der Grenzwerte in der Lärm- und Vibrations-Arbeitsschutzverordnung macht die Bundesregierung von der in der Richtlinie 2002/44/EG genannten Möglichkeit Gebrauch, unter dem Aspekt des Schutzes der Arbeitnehmer vorteilhaftere Bestimmungen beizubehalten oder zu erlassen, insbesondere die Festlegung niedrigerer Werte für den täglichen Auslösewert oder den täglichen Expositionsgrenzwert für Vibrationen und reduziert den Grenzwert in Längsrichtung der Wirbelsäule von 1,15 m/s 2 auf 0,8 m/s 2 (vertikale Richtung/z-Achse bezüglich des in Abbildung 2-13 gezeigten Koordinatensystems). Für die im Kapitel genannten zusätzlichen Bewertungsmethoden bei stoßhaltigen Vibrationen sind in der Lärm- und Vibrations-Arbeitsschutzverordnung keine Grenzwerte definiert. Ebenso erfolgt keine Verankerung der ISO und der dort informativ genannten Grenzwerte. Die Wahl des Effektivwerts der frequenzbewerteten Beschleunigung zur Berechnung der Tagesexposition A (8) anstelle des Vibrationsdosiswerts VDV bleibt nicht ohne Kritik. So stellt Bovenzi aufbauend auf der Vibrisk-Studie mit 537 Fahrern von mobilen Arbeitsmaschinen, darunter Flurförderzeuge, Müllfahrzeuge und Busse im ÖPNV [Bov-2010], fest, dass nach der Bewertungsmethode gemäß der Lärm- und Vibrations-Arbeitsschutzverordnung 21 % der untersuchten Fahrer, die unter Rückenschmerzen leiden, nicht von Vorbeugemaßnamen profitieren, während sie bei Ver- 44

65 2.2 Ganzkörper-Vibrationen wendung des Vibrationsdosiswerts VDV diese hätten nutzen können. Bovenzi hält fest, dass the measure of daily vibration exposure (A(8)max) and the exposure values (action value and limit value) chosen by the majority of Europen [sic] countries to adopt the provisions of the EU Directive on mechanical vibration do not seem to be adequately protective against the health risks form occupational exposure to whole body vibration. [Bov-2013] Auch bei der Umsetzung der Lärm- und Vibrations-Arbeitsschutzverordnung existieren noch deutliche Defizite, wie Mohr auf Basis von einer aktuellen Online-Befragung des Landesamt für Arbeitsschutz Potsdam aus dem Jahr 2010 herausstellen kann, deren Ergebnisse folgend dargelegt werden [Moh-2013]. Die lediglich 118 Antworten von angeschriebenen Firmen legen nahe, dass das Arbeitschutzgesetz heute praktisch in allen Betrieben bekannt ist, die LärmVibrationsArbSchV dagegen nur in zwei von drei Betrieben mit Lärm- und/oder Vibrationsexposition. Während mittlerweile immerhin ca. ein Drittel der Arbeitgeber angibt, die TRLV Vibrationen zu kennen, so sind einschlägige Normen wie die ISO 2631 oder die VDI 2057 nur ca. 10 % bekannt. Immerhin gaben zwei Drittel der Befragten an, dass ihnen die TRLV Vibrationen bei der Lärm- und Vibrationsbekämpfung geholfen haben. Auch Wiegand stellt fest, dass sich die Gefährdungsbeurteilung mittlerweile als Instrument etabliert hat, aber bezüglich einzelner Gefährdungsfaktoren wie Vibrationen nicht angewandt wird [Wie-2010]. Aus einer von ihm vorgestellten anonymen Umfrage unter Sicherheitsfachkräften geht bei 355 Antworten hervor, dass zwar nur 2,4 % aller Sicherheitsfachkräften die Lärm- und Vibrations-Arbeitsschutzverordnung nicht bekannt ist, jedoch auch nur ein Drittel der Befragten diese in der Gefährdungsbeurteilung anwendet. Auf Wissensfragen zum Thema Vibrationen antworten über alle Fragen gemittelt nur durchschnittlich 55 % der Befragten richtig. Grundsätzlich geht aus der Umfrage hervor, dass das Thema Vibrationen für viele Sicherheitsfachkräfte nicht sehr anschaulich ist und von daher Schwierigkeiten bestehen, Gefährdungen durch Vibrationen angemessen in der Gefährdungsbeurteilung zu berücksichtigen [Wie-2010] Ganzkörper-Vibrationen bei Flurförderzeugen Im Bereich der Flurförderzeuge wurden über die vergangenen Jahre unterschiedlichste Vibrationsmessungen vor allem auf Seiten der Hersteller, Betreiber oder Berufsgenossenschaften durchgeführt und der interessierten Öffentlichkeit über Veröffentlichungen zum Großteil zugänglich gemacht. Ziel dieses Kapitels ist, einen strukturierten Überblick über diese bekannten Messwerte sowie Aussagen zur Höhe der Vibrationsbelastungen zu schaffen. 45

66 2 Stand der Technik und Forschung Die in der Literatur veröffentlichten Vibrationswerte lassen sich dabei in folgende Gruppen gliedern: Messwerte zu einzelnen konkreten Fahrzeugen Emissionswerte aus Angaben zur Maschinenrichtlinie Immissionswerte (repräsentative Branchenmessungen) Orientierungswerte (gemittelt über mehrere Fahrzeuge) Gerade zum Zeitpunkt des Inkrafttretens der Lärm- und Vibrations-Arbeitsschutzverordnung zeigen einige Autoren mögliche Fahrerbelastungen anhand von Messungen an einzelnen Fahrzeugen, wobei meist keine umfänglichen Angaben zu den vorliegenden Randbedingungen der Messungen gemacht werden. So beobachtet Tödter beim Indoor-Einsatz eines Gabelstaplers in der Produktion eine Tagesexposition von A (8) = 0,35 m/s 2 sowie beim Outdoor-Einsatz auf mäßigen Beton- und Asphaltflächen einen kritischen Wert von A (8) = 0,65 m/s 2 und zeigt ergänzend weitere exemplarische Messungen für Elektro- und Verbrenner-Gabelstapler, bei denen jeweils die Effektivwerte in z-richtung dominieren [Töd-2007a]. Auch Riedmaier ermittelt bei Messungen in einer Brauerei mit einem Verbrenner-Gabelstapler Vibrationskennwerte, vergleicht dabei unterschiedliche Sitze und ermittelt Belastungen 11 zwischen a we = 0,31 0,55 m/s 2 [Rie-2005a]. Detaillierte Messungen an einem Verbrenner-Gabelstapler mit einer Tragfähigkeit von kg stellen Schäfer et al. vor, geben aber bei Variation unterschiedlicher Parameter wie Bodenbeschaffenheit und Fahrgeschwindigkeit nur die gemessenen Beschleunigungen am Montagepunkt des Sitzes an der Fahrerkabine an, so dass der Praktiker diese Erkenntnisse nicht zur Gefährdungsbeurteilung nutzen kann [Sch-2010b]. Sayn et al. stellen ohne Beschreibung des Einsatzszenarios exemplarische Messungen an drei Gabelstaplern vor und ermitteln dabei Belastungen von a we = 0,31 0,55 m/s 2, wobei kaum Unterschiede zwischen den Koordinatenachsen zu verzeichnen sind [Say-2013]. Abschließend zu den Einzelmessungen seien im Bereich der Schubmaststapler Angaben von Tödter [Töd-2007a] sowie Egberts und Testing [Egb-2012] genannt, welche Maximalbelastungen zwischen a we = 0,3 0,4 m/s 2 ermitteln. Eine Sammlung von etwa Datensätzen zu 137 Fahrzeuggruppen im Bereich der Ganzkörper- Vibrationen stellt das Institut für Arbeitsschutz der Deutschen Gesetzlichen Unfallversicherung (IFA) mit der Vibrations-Expositions-Datenbank VIBEX bereit. Die Daten basieren auf Messungen zusammen mit Unfallversicherungsträgern oder im Rahmen von Forschungsprojekten und stehen nicht der Öffentlichkeit, sondern nur den Unfallversicherungsträgern zur Verfügung [Ins-2013]. Eine öffentlich zugängliche 11 Es ist anzunehmen, dass es sich hierbei nicht um Tagesexpositionswerte handelt, sondern um die Messergebnisse auf der beschriebenen Teststrecke. Eine exakte Erläuterung des Autors unterbleibt. 46

67 2.2 Ganzkörper-Vibrationen Datenbank mit Einzelmesswerten in englischer Sprache ist die Whole-Body/Hand and Arm Vibration Database des Department of Public Health and Clinical Medicine der Umeå University in Schweden [Dep-2014], welche jedoch kaum Angaben zu Flurförderzeugen enthält. Auch die Hersteller von Maschinen sind nach der neuen Maschinenrichtlinie 2006/42/EG verpflichtet, die Vibrationsemission ihrer Fahrzeuge in der Betriebsanleitung anzugeben [Eur-2006]. Dies dient bei Vibrationen u. a. als Basis zum Vergleich von Maschinen untereinander und zum Einkauf von Maschinen [Fac-2013]. Die Maschinenrichtlinie fordert, dass ab einem gemessenen Effektivwert der frequenzbewerteten Beschleunigung größer als 0,5 m/s 2 dieser unter Angabe der Messunsicherheit anzugeben ist und andernfalls ein Hinweis auf die Unterschreitung der Grenzen zu erfolgen hat [Eur-2006, S. 56]. Die Messung dieser Kennwerte ist generell in der DIN EN 1032 geregelt [DIN EN 1032], wobei für Flurförderzeuge mit der DIN EN eine maschinenspezifische Messnorm gemäß der DIN EN 1032 zur Verfügung steht [DIN EN 13059], welche für den Betriebszustand Fahren in Abhängigkeit von Flurförderzeugparametern wie Reifen oder Bauart die Versuchsdurchführung zur Bestimmung des Vibrationskennwerts regelt. Kern ist die Fahrt über Schwellen definierter Höhe, wobei an dieser Stelle für eine detaillierte Beschreibung auf Kapitel verwiesen wird, da die DIN EN als Grundlage für Messungen im Rahmen dieser Untersuchung dient. Bezüglich der Gefährdungsbeurteilung durch den Arbeitgeber ist jedoch anzumerken, dass die Vibrationsemissionsangabe des Maschinenherstellers nicht mit der Vibrationsexposition der Arbeitnehmer verwechselt werden darf, worauf auch explizit im Leitfaden für die Anwendung der Maschinenrichtlinie 2006/42/EG [Eur-2010, S. 228] sowie in den TVRL Vibrationen [Bun- 2010c, S. 30] eingegangen wird. Grundsätzlich gilt natürlich, dass die Maschine so konstruiert und gebaut sein muss, dass Risiken durch Maschinenvibrationen insbesondere an der Quelle so weit gemindert werden, wie es nach dem Stand des technischen Fortschritts und mit den zur Verringerung von Vibrationen verfügbaren Mitteln möglich ist [Eur-2006, S. 56]. Grundlegenden Anforderungen der Maschinenrichtlinie 2006/42/EG bezüglich Vibrationen samt einer kurzen Inhaltsübersicht findet sich auch in Anhang B der DIN EN [DIN EN 12786]. Abschließend ist festzuhalten, dass die Angaben in der Bedienungsanleitung, welche auf einer einfachen Schwellenüberfahrt beruhen, nicht für die Ermittlung der Tagesexposition (8) A bei Fahrern von Flurförderzeug herangezogen werden dürfen, da sie nicht die tatsächlich vorherrschenden Betriebsbedingungen berücksichtigen. Für einen Vergleich zwischen Fahrzeugen sind die Kennwerte jedoch auf Grund ihrer genormten Ermittlung geeignet. 47

68 Anzahl der Messungen 2 Stand der Technik und Forschung Immissionswerte sind unter typischen Betriebsbedingungen gemäß dem Stand der Technik an vergleichbaren Arbeitsmitteln und unter vergleichbaren Einsatzbedingungen gemessene Vibrationswerte [Bun-2010c, S. 28]. In Normalfall handelt es sich hierbei nicht um Einzelmessungen, sondern um Messreihen an vergleichbaren repräsentativen Arbeitsplätzen mit typischen Betriebsbedingungen, welche z. B. für Erdbau- und Straßenbaumaschinen über die Technische Spezifikation CEN/TS [DIN CEN/TS 15730] verfügbar sind. Dieser Ansatz wird im Bereich der Flurförderzeuge von der damaligen Großhandels- und Lagerei-Berufsgenossenschaft 12 unter der Annahme, dass innerhalb einer Branche ähnliche betriebliche Verhältnisse und ähnliche Einsatzbedingungen und somit auch ähnliche Tages- Vibrationsexpositionswerte vorliegen, aufgegriffen [Sch-2007a]. So führen Schäfer et al. insgesamt 115 Messungen an Gabelstaplern im Baustoffgroßhandel, Portalstaplern und Portalkranen im Hafenumschlag sowie Mobilbaggern im Schrotthandel durch und können diesen Ansatz bestätigen [Sch-2007b]. Bei den dafür in den Jahren 1988 bis 2003 messtechnisch erfassten 26 Gabelstaplern im Baustoffgroßhandel handelt es sich um Gabelstapler diverser Hersteller mit Tragfähigkeiten zwischen 1,5 und 3,5 Tonnen, wobei in 21 Fällen Gabelstapler mit Dieselmotoren zum Einsatz kommen. Die Messdauer der Einzelmessungen beträgt zwischen 35 und 144 Minuten bei einer gesamten Messdauer von etwa 37 Stunden. Da die Autoren gleichzeitg die mittlere Einwirkungsdauer von 3,5 Stunden mit einer Variation von einer bis 6,5 Stunden bestimmen, können sie auf die Tagesexposition A (8) schließen, welche in Abbildung 2-16 dargestellt sind Tagesexposition A(8) [m/s 2 ] Abbildung 2-16: Häufigkeitsverteilung der Tagesexposition A(8) für die messtechnisch erfassten Gabelstaplerfahrer im Baustoffgroßhandel nach [Sch-2007b] Die Bundesanstalt für Arbeitsschutz und Arbeitsmedizin stellt im Rahmen der Technischen Regeln zur Lärm- und Vibrations-Arbeitsschutzverordnung ebenso Immissi- 12 Die Großhandels und Lagerei-Berufsgenossenschaft fusionierte zum mit der Einzelhandels-Berufsgenossenschaft zur Berufsgenossenschaft Handel und Warendistribution (BGHW). 48

69 2.2 Ganzkörper-Vibrationen onswerte in Form von branchenbezogenen Gefährdungstabellen zur Verfügung [Bun-2010b]. Diese basieren ausschließlich auf der vorab genannten Technischen Spezifikation CEN/TS für Erdbau- und Straßenbaumaschinen und auf den Untersuchung von Schäfer et al. für Gabelstapler im Baustoffgroßhandel, Portalstapler und Portalkrane im Hafenumschlag sowie Mobilbagger im Schrotthandel [Sch- 2007b]. Des Weiteren sind Messungen von Schäfer et al. bei Schubmaststaplern in fünf Unternehmen des Lebensmittelgroßhandels bekannt [Sch-2007a]. Im Ergebnis lassen sich mittlere Effektivwerte der frequenzbewerteten Beschleunigung von ca. a we = 0,3 m/s 2 in jeder der drei Raumachsen und ebenfalls mittlere Tagesexpositionen von A (8) = 0,3 m/s 2 festhalten. Für sich im Einsatz befindliche Gabelstapler in Speditionsbetrieben, dem Lebensmittel- und dem Getränkehandel verfolgt die Berufsgenossenschaft Handel und Warendistribution (BGHW) das Ziel branchenbezogener Messungen weiter [Rok-2013]. Auch Bovenzi führt im Rahmen einer Studie im Zuge des VIBRISK-Projekts Messungen bei Gabelstaplerfahren in der Marmorproduktion (a we = 0,95 m/s 2, 5 Fahrzeuge) in Papierfabriken (a we = 0,28 m/s 2, 8 Fahrzeuge) und in Werften (a we =0,40 m/s 2, 8 Fahrzeuge) durch, wobei jeweils die Belastung in vertikaler Richtung dominiert [Bov-2006]. Speziell für die Abschätzung der Belastung auf alten Gabelstaplern aus Ostimporten oder Eigenproduktion der neuen Bundesländer kann auf eine Studie an 25 Gabelstaplerfahrern von Knoll et al. zurückgegriffen werden [Kno-1996]. Als letzte Gruppe der Messwerte sind die Orientierungswerte zu nennen. Diese sind nicht zu verwechseln mit den Messergebnissen orientierender Verfahren (vgl. Kapitel ), sondern unterscheiden sich zu den branchenbezogenen Immissionswerten in einer wesentlich allgemeingültigeren Beschreibung der vorliegenden Betriebsbedingungen, so dass eine gesicherte Übertragbarkeit auf den eigenen Anwendungsfall nicht immer gegeben ist. Ausgewählte Orientierungswerte werden auch von Bundesanstalt für Arbeitsschutz und Arbeitsmedizin im Rahmen der TRLV Vibrationen zur Verfügung gestellt [Bun-2010b]. Für Flurförderzeuge kann der Anwender dabei auf Angaben für Gabelstapler, Portalstapler und Schubmaststapler zurückgreifen, welche in Tabelle 2-5 wiedergegeben werden. 49

70 2 Stand der Technik und Forschung Tabelle 2-5: Orientierungswerte für die Gefährdungsbeurteilung bei Ganzkörper-Vibrationen nach [Bun-2010b] Gerät- oder Maschinenart Tätigkeit/ Bemerkung Belastungsstufe awx [m/s 2 ] awy [m/s 2 ] awz [m/s 2 ] TAusl. [h] TGrenz. [h] Gabelstapler Portalstapler Schubmast-, Regal-, Vierwegestapler Fahrbahn glatt/eben Fahrbahn normal/ leicht uneben Fahrbahn uneben/ beschädigt unspezifiziert unspezifiziert hoch 0,3 0,3 0,6 5,6 >12 mittel 0,2 0,2 0,4 10,6 >12 gering 0,1 0,1 0,3 >12 >12 hoch 0,5 0,6 1,0 2,1 5,4 mittel 0,3 0,4 0,7 3,6 9,3 gering 0,2 0,2 0,5 7,7 >12 hoch 0,7 0,7 1,6 0,8 2,0 mittel 0,5 0,5 1,1 1,6 4,2 gering 0,4 0,3 0,6 5,4 >12 hoch 0,8 0,6 1,0 1,5 5,5 mittel 0,5 0,4 0,6 3,4 >12 gering 0,3 0,2 0,3 >12 >12 hoch 0,7 0,8 1,1 1,6 4,2 mittel 0,4 0,4 0,6 5,6 >12 gering 0,1 0,0 0,1 >12 >12 Die Angaben im Bereich der Gabelstapler beruhen auf 70 in der CD Schwingungen und Vibrationen am Arbeitsplatz der Vereinigung der Metall-Berufsgenossenschaften veröffentlichten Messungen [Ver-2008]. Die 10 Datensätze der Portalstapler sowie die 63 der Schubmast-, Regal- und Vierwegstaplern entstammen dem BGIA- Report 6/2006 [Chr-2006]. Am Beispiel der Orientierungswerte wird die Unsicherheit des Anwenders bezüglich der Übertragbarkeit deutlich. Zwar werden Belastungsstufen in der Unterteilung hoch, mittel und gering genannt, jedoch erfolgt keine weitere Spezifizierung der vorliegenden Arbeitsbedingungen. Die hierbei hinterlegten Effektivwerte beruhen zudem nicht auf Messungen für diese Belastungsstufen, sondern leiten sich über die Standardabweichung (Gabelstapler) sowie die kleinsten und größten Messwerte (Portalstapler, Schubmaststapler) ab. Bei Schubmast-, Regalund Vierwegestaplern sind die Einsatzbedingungen zudem nicht näher spezifiziert. Neben den explizit als Orientierungswerte im Rahmen der TRLV Vibrationen veröffentlichten Daten existieren weitere Messwerte, die sich auch dieser Kategorie zuordnen lassen. Nach Christ et al. treten bei Gabelstaplern in vertikaler Richtung Belastungen von a we = 0 2,25 m/s 2 auf [Chr-2006]. Auch im EU-Handbuch zum Thema Ganzkörper-Vibration finden sich Belastungsangaben zu Gabelstaplern (a we = 0,3 1,6 m/s 2 ), Schubmaststaplern (a we = 0,3 2,8 m/s 2 ) und Kommissionierstaplern (a we = 0,2 1,1 m/s 2 ) auf Basis von Messungen aus den Jahren in Schwingungslaboren unterschiedlicher Institute, wobei der Hinweis erfolgt, dass die Angaben nur 50

71 2.2 Ganzkörper-Vibrationen der Veranschaulichung des Sachverhalts dienen und möglicherweise nicht für alle Maschinenbetriebsweisen repräsentativ sind [Bun-2007a, S. 40]. All diese Angaben verdeutlichen, dass Orientierungswerte allerhöchstens einen Eindruck vermitteln können, ob überhaupt mit Grenzwertüberschreitungen zu rechnen ist. Das Landesamts für Arbeitsschutz Potsdam stellt im Internet mit dem Katalog repräsentativer Lärm- und Vibrationsdaten am Arbeitsplatz (KarLA) weitere Messwerte bereit, die mehreren der vorab genannten Kategorien zuzuordnen sind [Lan-2015]. So sind für Flurförderzeuge im Bereich der Emissionswerte 23 Datensätze eines Herstellers (Schwingungskennwerte nach DIN EN 13059) anzutreffen. Bei den Immissionswerten wird zwischen repräsentativen Werten (Messdatum , keine Datensätze für Flurförderzeuge), orientierenden Werten (Messdatum , 4 Datensätze) und retrospektiven Werten (Katalogdaten und Messprotokolle von Betrieben und wissenschaftlichen Einrichtungen der ehemaligen DDR, Messdatum , 145 Datensätze) unterschieden. Neben den veröffentlichten Messwerten finden sich in der Literatur auch grundlegende Aussagen zur Höhe der Vibrationsbelastung bei Flurförderzeugen in unterschiedlicher Präzisierung, welche folgend diskutiert werden sollen. Bei einigen Autoren scheint Einigkeit zu herrschen, dass alleine die Beschaffenheit der Fahrbahn ausschlaggebend ist, wenn ansonsten normale Betriebsbedingungen vorliegen. So kommt Eicheldinger anhand von Messungen der Audi AG zur pauschalen Aussage, dass im Normallfall die Anforderungen an die Lärm- und Vibrationsarbeitsschutzverordnung eingehalten werden, wenn in den Betrieben die Gabelstapler entsprechend den Herstellervorschriften gewartet und betrieben werden, die Fahrer auf die richtige Sitzeinstellung achten und mit angepasster Geschwindigkeit über gute Verkehrswege fahren [Eic-2008]. Auch Neugebauer trägt vor, dass bei Gabelstaplern, Dieselund Elektrokarren sowie Niederhubwagen nur Fahrten auf unebenem Untergrund gefährdend sind [Neu-2009b]. Diese Grundaussage findet sich auch auf Seiten der Flurförderzeughersteller: Die auf den Bediener einwirkenden Vibrationen bei Gegengewichtstaplern (mit SE-Bereifung) auf gutem Asphalt oder Betonböden (eben und ohne Hindernisse und Ausbesserungsstellen) ist ebenfalls als unkritisch zu bewerten [Jun-2013]. Ebenso wird im Merkblatt zu der Berufskrankheit Nr der Anlage der Berufskrankheiten-Verordnung (BKV) dieses Argument aufgegriffen, da z. B. bei Fahrern von (...) Gabelstaplern auf ebenen Fahrbahnen (...) mit schwingungsgedämpften Fahrersitzen keine hinreichende gesicherten gesundheitsschädlichen Auswirkungen durch Schwingungen beobachtet worden sind [Bun-2005]. Es sei jedoch angemerkt, dass sich die Aussage nur auf die Schädigung der Gesundheit und nicht auf das Erreichen von Auslöse- oder Grenzwerten bezieht. Tödter stellt die Behauptung auf, dass in höchstens 20 % der Fälle der Auslösewert er- 51

72 2 Stand der Technik und Forschung reicht wird [Töd-2007b], was jedoch keine Aussage liefert, wann dies der Fall ist und für welche Bereiche dies zutrifft. Die bis zu dieser Stelle zitierten Aussagen geben den Betreibern von Flurförderzeugen nur bedingt eine Hilfestellung im Zuge der Gefährdungsbeurteilung an die Hand, da die Betrachtungsebene zu pauschal bleibt und nicht nachweisbar untermauert wird. Wesentlich mehr Relevanz besitzen jedoch die Aussagen von Rokosch et al., die auf Grund von branchenspezifischen Messungen im Bereich Spedition/Logistik, Lebensmittel-, Getränke- und Baustoffhandel zu dem Ergebnis kommen, dass die Gabelstapler in den Handelsunternehmen eine Tendenz zu Werten unterhalb des Auslösewerts nach der Lärm- und Vibrations- Arbeitsschutzverordnung zeigen [Rok-2013, S. 105]. Ergänzend sei erwähnt, dass die Fahrzeugschwingungen auch in das Hand-Arm- System durch das Betätigen von Steuerhebeln und Lenkrädern eingeleitet werden. Untersuchungen zeigen jedoch, dass die Stärke der beschriebenen Hand-Arm- Schwingungen üblicherweise geringer als 2,5 m/s 2 ist [DIN EN 13059]. An generellem Informationsmaterial über Ganzkörper- und Hand-Arm-Vibrationen am Arbeitsplatz besteht kein Mangel. Als Beispiele seien genannt: 52 Technische Regeln zur Lärm- und Vibrations-Arbeitsschutzverordnung (TRLV Vibrationen) [Bun-2010c] Handbuch zum Thema Ganzkörper-Vibration der europäischen Kommission, angepasst an die LärmVibrationsArbSchV [Bun-2007c] Leitfaden für die Gefährdungsbeurteilung in Klein- und Mittelbetrieben Gefährdungen durch Ganzkörper- und Hand-Arm-Vibrationen der Internationalen Vereinigung für Soziale Sicherheit (IVSS) [Int-2010] Broschüre Lärm und Vibrationen am Arbeitsplatz [Neu-2009a] Handbuch Vibrationen am Arbeitsplatz der Berufsgenossenschaft Handel und Warendistribution (BGHW) [Sch-2010a] CD Schwingungen und Vibrationen am Arbeitsplatz der Vereinigung der Metall-Berufsgenossenschaften [Ver-2008] Fachbereichs-Informationsblätter zur Prävention bei Vibrationseinwirkungen bei der Arbeit der DGUV [Deu-2014] Als abschließendes Resümee ist festzuhalten, dass eine Vielzahl an grundlegenden Informationen zum Thema Ganzkörper-Vibrationen vorhanden sind, die die Betreiber von Flurförderzeugen an das doch noch neue Thema hinführen und auf wichtige Stellgrößen wie die Beschaffenheit der Fahrbahn oder die richtige Sitzeinstellung hinweisen. Im Zuge einer Gefährdungsbeurteilung ist es für Betreiber von Flurförder-

73 2.2 Ganzkörper-Vibrationen zeugen jedoch weiterhin schwer, verlässliche und vor allem vergleichbare Vibrationsdaten zu beziehen, um eigene fachkundige Messungen zu umgehen. Einen vielversprechenden Ansatz bilden die von der Berufsgenossenschaft Handel und Warendistribution initiierten branchenspezifischen Messungen, da diese auf einer breiten Datenbasis fußen und die branchenspezifischen Einsatzbedingungen berücksichtigen. 53

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75 3 Forschungslücke und Aufgabenstellung Vor allem seit dem Inkrafttreten der Lärm- und Vibrations-Arbeitsschutzverordnung setzen sich unterschiedliche Autoren in Fachartikeln mit der Vibrationsexposition von Fahrern von Flurförderzeugen auseinander. Die daraus resultierenden Erkenntnisse hinsichtlich der tatsächlichen Höhe der Vibrationsbelastung in Form von Aussagen zur Tagesexposition A (8) sind bereits im Stand der Technik und Forschung zusammengefasst. Im Gegensatz dazu fokussiert dieses Kapitel den aktuellen Wissensstand zu Einflussfaktoren auf die Vibrationsexposition von Fahrern von Flurförderzeugen, um darauf aufbauend die Forschungslücke und die Aufgabenstellung der vorliegenden Arbeit abzuleiten. Die detaillierte Betrachtung der Einflussfaktoren stellt ebenso eine elementare Grundlage für die spätere Untersuchung dar. 3.1 Einflussfaktoren auf die Schwingungsbelastung Ziel und Inhalt dieses Kapitels ist, mögliche Einflussfaktoren auf die Belastung des Fahrers durch Ganzkörper-Vibrationen systematisch zu sammeln, zu bewerten und die Faktoren zu ermitteln, die im Rahmen der vorliegenden Arbeit untersucht werden sollen. Als Erhebungsmethode wird das von Schmidt vorgestellte Dokumentenstudium angewandt, wobei die Auswertung strukturiert erfolgt und ausschließlich Ganzkörper-Vibrationen bei Flurförderzeugen fokussiert werden [Sch-2009b, S. 230ff]. Den Nachteilen dieser Methode wie fehlende Vollständigkeit sowie fehlende Aktualität wird dadurch begegnet, dass alle relevanten Fachzeitschriften und Fachtagungen der Branche einbezogen werden, die Branchenkenntnis der Industrievertreter, die das zu Grunde liegende Forschungsprojekt begleiten, genutzt und die Fachliteratur laufend hinsichtlich neuer Veröffentlichungen verfolgt wird. Wie bereits erwähnt ist im Umfeld der Verabschiedung der Lärm- und Vibrations- Arbeitsschutzverordnung im Jahre 2007 eine Sensibilisierung der Logistik-Branche bezüglich der Belastung durch Ganzkörper-Vibrationen festzustellen, so dass relevante Fachbeiträge vor allem in diesem Zeitraum anzutreffen sind. Die im Rahmen des Dokumentenstudiums identifizierten Fachbeiträge lassen sich unterschiedlichen Autorengruppen zuordnen. Zu nennen sind Publikationen von Autoren der Berufsgenossenschaften Handel und Warendistribution [Sch-2007b; Sch-2007c; Sch- 2009a; Sch-2010b; Sch-2010c; Sch-2010a; Rok-2013] sowie Holz und Metall [Neu- 2009b; Neu-2010], von einem Anwender [Eic-2007; Eic-2008], von Flurförderzeugherstellern [Rie-2005a; Lin-2007; STI-2007; Töd-2007b; Töd-2007a; Lin-2008; Jun- 2013], von (Forschungs-)Instituten [Ber-2003; Ber-2005; Vor-2007c; Vor-2007d] so- 55

76 3 Forschungslücke und Aufgabenstellung wie von unabhängigen Fachjournalisten [Egb-2012]. Somit ist sichergestellt, dass im Rahmen des Dokumentenstudiums unterschiedliche Sichtweisen auf das Thema Ganzkörper-Vibrationen bei Flurförderzeugen berücksichtigt sind. Allen Beiträgen ist gemein, dass in unterschiedlicher Detailtiefe verschiedene Einflussfaktoren auf die Vibrationsbelastung des Fahrers genannt werden, wobei nur in Ausnahmefällen eine quantitative Bewertung erfolgt. Herauszuheben sind die Untersuchungsergebnisse von Schäfer et al. an Gabelstaplern mit einer Tragfähigkeit von 1,6 t, welche weit detaillierter Aufschluss über relevante Einflussfaktoren liefern als Veröffentlichungen anderer Autoren und folgend diskutiert werden [Sch-2010c]. Ergebnis des Dokumentenstudiums ist eine Sammlung postulierter Einflussfaktoren auf die Höhe der Fahrerbelastung durch Ganzkörper-Vibrationen, die um eigene Betrachtungen ergänzt wird. Diese Sammlung ist in geeigneter Form darzustellen, um sowohl eine Strukturierung der Einflussfaktoren vorzunehmen als auch zu verdeutlichen, welche Einflussfaktoren von den Autoren am meisten genannt werden. Zur Darstellung der Kausalbeziehung zwischen den Ursachen (Einflussfaktoren) und der Wirkung (Höhe der Tagesexposition A8 ( )) eignet sich das sog. Ursache-Wirkungs-Diagramm, welches auch nach seinem Erfinder Kaoru Ishikawa als Ishikawa-Diagramm bzw. gemäß seinem Aussehen als Fischgräten-Diagramm bezeichnet wird und in welchem die Einflussgrößen als Pfeile in unterschiedlichen Ebenen dargestellt werden [Sch-2009b, S. 230ff]. Die Wahl der Tagesexposition A (8) als Zielgröße ist bewusst gewählt, um nicht nur Einflussfaktoren auf die Höhe der momentanen Belastung bei einer Arbeitsaufgabe (Effektivwert der frequenzbewerteten Beschleunigung a wt ) zu berücksichtigen, sondern im Sinne einer allumfassenden Betrachtung auch organisatorische Aspekte wie z. B. die Einwirkungsdauer sowie den Arbeitsablauf einzubeziehen. Zudem kann anhand der Tagesexposition A (8) die Gefährdung der Vibrationsexposition beurteilt werden. Die gewählte Darstellung berücksichtigt nicht den Beeinflussungsgrad, sofern dieser genannt wird, sondern nur die Nennung an sich. Das in Abbildung 3-1 dargestellte Ishikawa-Diagramm orientiert sich an den klassischen Hauteinflussgrößen, den Sieben M [Zol-2002, S. 115]. Da Einflüsse der Größen Methode, Material und Messbarkeit vernachlässigt werden können, resultieren die vier Haupteinflussgrößen Maschine, Mensch, Management und Umwelt, welche jeweils mehrere Nebenursachen aufweisen, die wiederum weitere Ausprägungen besitzen können. Gleichzeitig ist im Diagramm vermerkt, welche Einflussfaktoren von den unterschiedlichen Autoren genannt werden. Einige Autoren publizieren ihre Erkenntnisse oftmals in mehreren Fachbeiträgen mit teilweise überschneidendem Inhalt. In diesen Fällen wird jeweils nur eine Nennung pro Autor und Einflussgröße vermerkt, da ansonsten die Anzahl der Publikationen Einfluss auf die Anzahl der 56

77 3.1 Einflussfaktoren auf die Schwingungsbelastung Nennungen nehmen würde. Von Interesse ist jedoch die Anzahl der Nennungen über die Gesamtheit der Autoren. Quellen, welche keinen weiteren Beitrag zu den Einflussfaktoren liefern, weil diese von den Autoren bereits genannt sind, werden der Vollständigkeit halber jedoch angeführt. Als implizite Nennung eines Einflussfaktors wird auch gewertet, wenn ein Autor auf einen Aspekt eingeht und dessen Wichtigkeit betont (z. B. die regelmäßige Unterweisung der Fahrer), ohne ihn explizit als Einflussfaktor zu nennen. Neben der Angabe der Einflussfaktoren (Kreise) ist ebenso vermerkt, wenn ein Autor einen Einfluss ausschließt (Quadrat) bzw. diesen ausdrücklich als sehr gering bezeichnet. Neben den aus dem Dokumentenstudium identifizierten Einflussgrößen wird Abbildung 3-1 um eigene Überlegungen ergänzt, um eine umfassende Basis für die Ableitung der Aufgabenstellung zu schaffen. Als Nachteil dieser Darstellungsform mit der gewählten Detailtiefe in Abbildung 3-1 ist kritisch anzuführen, dass die Autoren ihre Aussagen teilweise auf Aspekte der Nebeneinflüsse beziehen, welche aus Gründen der Übersichtlichkeit nicht aufgeschlüsselt und somit nur zusammenfassend gekennzeichnet werden können. Ebenso liegen den Behauptungen nicht immer die gleichen Begriffsdefinitionen zu Grunde. Deswegen ist Abbildung 3-1 zusammen mit der folgenden detaillierten Auseinandersetzung zu betrachten. Hierbei wird auch darauf eingegangen, dass einige der genannten Faktoren sich ein- oder gegenseitig beeinflussen. Literaturquellen für Diagramm: Flurförderzeug-Hersteller: [Lin-2007; Lin-2008; STI-2007; Jun-2013; Rie-2005a; Töd- 2007a; Töd-2007b] Anwender: [Eic-2007; Eic-2008] BG: [Rok-2013; Sch-2010c; Sch-2007c; Sch-2010a; Neu-2010; Neu-2009b; Sch- 2009a; Sch-2010b; Sch-2007b] Sonstige: [Egb-2012; Ber-2003; Ber-2005; Vor-2007d; Vor-2007c; Fis-2001; Pol- 2008; Mey-2004a; Kum-2005] 57

78 3 Forschungslücke und Aufgabenstellung Flurförderzeughersteller [Lin-2007] [Lin-2008] [STI-2007] [Jun-2013] [Rie-2005a] [Töd-2007a] [Töd-2007b] Anwender Berufsgenossenschaften [Eic-2007] [Eic-2008] [Rok-2013] [Sch-2010c] [Sch-2007c] [Sch-2010a] [Neu-2010] [Neu-2009b] [Sch-2009a] [Sch-2010b] [Sch-2007b] Sonstige [Egb-2012] [Ber-2003] [Ber-2005] [Vor-2007d] [Vor-2007c] [Fis-2001] [Pol-2008] [Mey-2004a] [Kum-2005] Maschine Mensch Fahrzeugtyp Lagerung Kabine Reifen Nenntragfähigkeit Fahrersitz Antriebsart Qualität/ Wartungszustand Fahrgeschwindigkeit Gewichtseinstellung Wartungszustand Beladung Fahrtrichtung Stellung Hubgerüst Fahrzustand Fahrzeugkonfiguration Fahrverhalten (Körperhaltung) Konstitution Abstimmung Lebensdauer Federart Einwirkungsdauer Arbeitsablauf/ Tätigkeitsmix Einzelhindernisse Tagesexposition A(8) Arbeitsaufgabe Lasthandling Motorleerlauf Fahren Fahrbahn unregelmäßige Unebenheiten Unterweisung der Fahrer Management Umwelt Autor nennt Einfluss Autor schließt Einfluss aus oder beziffert ihn als gering. Abbildung 3-1: Einflussfaktoren auf die Vibrationsbelastung des Fahrers 58

79 3.1 Einflussfaktoren auf die Schwingungsbelastung Haupteinflussgröße Maschine Der Haupteinflussgröße Maschine mit den meisten aller Nennungen sind die fünf Nebenursachen Fahrzeugkonfiguration, Fahrersitz, Fahrzeugtyp, Wartungszustand und Fahrzustand zuzuordnen. Während im Fahrzeugtyp eine generelle Unterscheidung zwischen dem Gerätetyp an sich, z. B. Gabel- oder Schubmaststapler, getroffen wird, beziehen sich die erwähnten Ausprägungen im Bereich der Fahrzeugkonfiguration auf Details der Fahrzeugkonstruktion sowie der Ausstattung. Mehrere Autoren nennen den Fahrzeugtyp als Einflussgröße, konkretisieren die Aussage aber kaum. Teilweise erfolgt eine Überlagerung zwischen Typ und Hersteller des Fahrzeugs [Lin-2007], und größtenteils werden mit der Nennung des Fahrzeugtyps unterschiedliche Bereifung und Einsatzbedingungen impliziert [Fis-2001; Eic-2007]. Tödter sieht nur geringe Unterschiede zwischen verschiedenen Staplertypen [Töd-2007a]. Die Fahrzeugkonfiguration, die die konstruktiven Merkmale abdeckt, wird von den Autoren oft angeführt, jedoch teilweise ohne nähere Begründung wie in [Neu-2009b; Egb-2012]. Auch ohne nähere Erläuterung wird postuliert, dass sich die Vibrationsbelastung auf Basis der Nenntragfähigkeit abschätzen lässt [Ber-2003]. Vor allem von Seiten der Flurförderzeughersteller werden elastisch gelagerte Kabinen positiv hervorgehoben. Tödter schätzt jedoch realistisch ein, dass wegen der kurzen Federwege eine Vermeidung der Schwingungen nicht realisierbar ist [Töd-2007b]. Die von Riedmaier angesprochene Schwingungsreduktion kann jedoch erreicht werden [Jun-2013]. Egberts und Testing stellen bei Messungen an unterschiedlichen Schubmaststaplern fest, dass kaum ein Einfluss seitens Eigengewicht und Masthöhe zu verzeichnen ist [Egb-2012]. Viele Autoren erwähnen zudem den Reifen als ausschlaggebendes Element, da er die Schnittstelle zwischen Fahrzeug und Fahrbahn bildet, setzen sich aber höchstens damit auseinander, dass die bei den Geräten der Lagertechnik verbreiteten Polyurethanreifen weniger dämpfende Eigenschaften besitzen als Superelastik- oder Luftreifen 13 [Fis-2001; Ber-2003; Töd-2007b; Töd-2007a; Jun-2013]. Lediglich Schäfer et al. ermitteln an einem Elektro-Gabelstapler mit einer Tragfähigkeit von 1,6 t, dass bei geringen Fahrgeschwindigkeiten die Vibrationsbelastung zwischen Luftund Superelastikreifen nahezu identisch ist und lediglich bei größeren Fahrgeschwindigkeiten mit Luftreifen geringere Messwerte am Fahrzeug zu verzeichnen sind, wobei ein signifikanter Unterschied der auf der Sitzoberfläche aufgezeichneten Messwerte nicht festzustellen ist [Sch-2010c]. 13 Weitere Informationen zu der Bereifung von Flurförderzeugen finden sich in Kapitel

80 Amplitudenverhältnis [-] 3 Forschungslücke und Aufgabenstellung Die Antriebsart wird mit in die Überlegungen aufgenommen, da teilweise die Annahme zu vernehmen ist, dass Flurförderzeuge mit verbrennungsmotorischem Antrieb auf Grund der durch den Motor induzierten Schwingungen eine höhere Vibrationsbelastung aufweisen. Diese Vibrationen sind zwar spürbar, leisten jedoch keinen nennenswerten Beitrag zur Vibrationsbelastung, wie anhand einer exemplarischen Messung an einem der späteren Versuchsfahrzeuge, einem Gabelstapler mit einer Traglast von 3,5 t und Dieselmotor, gezeigt werden kann. Die gemessene Vibrationsbelastung bei Stillstand des Fahrzeug mit a wt = 0,05 m/s 2 auf Grund der Vibrationen des Motors geht bei Fahraufgaben im Messrauschen unter [Fis-2010c]. Alle Autoren sind sich einig, dass dem Sitz im Flurförderzeug eine äußerst wichtige Rolle zukommt, da er bis auf Reifen und Kabinenlagerung das einzige schwingungsmindernde Element darstellt. Hierbei sind die Aspekte der Sitzabstimmung, der Federart, des Wartungszustands, der Gewichtseinstellung und der Lebensdauer zu berücksichtigen. Grundlegende Voraussetzung für eine optimale Schwingungsreduktion des Sitzes ist dessen Abstimmung auf das Fahrzeug und die zu erwartenden Anregungsspektren, was u. a. Tödter fordert [Töd-2007b]. Denn jeder Sitz, der vereinfacht einen Einmassenschwinger darstellt, kann die in ihn eingeleiteten Schwingungen nur effektiv mindern, wenn seine Eigenfrequenz deutlich unter dem Anregungsspektrum liegt [Die-1992; Fis-2001]. Diese Tatsache wird bei einem Blick auf Abbildung 3-2 deutlich, die das Zusammenspiel der Übertragungsfunktion des Fahrersitzes mit dem Anregungsspektrum aus der Fahrzeugkabine veranschaulicht Verstärkung Isolation D = 0,2 D = 0,4 Sitz D = 0,6 Flurförderzeug Frequenzverhältnis 0 Abbildung 3-2: Übertragungsverhalten von Fahrersitzen bei unterschiedlichen Dämpfungsgraden (in Anlehnung an [Fis-2001; Pol-2006]) 60

81 3.1 Einflussfaktoren auf die Schwingungsbelastung Ein Sitz kann Schwingungen erst ab einer Anregungsfrequenz mindern, die größer als das 2 -fache seiner Eigenfrequenz ist 14. Bewährt haben sich in der Praxis Eigenfrequenzen von ca. 1,5 Hz [Die-1992]. Die Auslegung des Dämpfers stellt nach Fischer deswegen immer einen Kompromiss dar, da auch die breitspektrale Anregung bei Stößen zu berücksichtigen ist, die eine höhere Dämpfung erfordert [Fis- 2001]. Dies korrespondiert mit Untersuchungsergebnissen bei der Rampenüberfahrt von Gabelstaplern, bei der sich auf Grund der Stöße eine härtere Dämpfung als besser geeignet herausgestellt hat [Ber-2005]. Bezüglich der Federart werden üblicherweise Sitze mit mechanischer Feder und Luftfeder unterschieden. Ein einheitliches Bild zeichnet sich hier nicht ab. Schäfer et al. stellen anhand von Messungen an zwei Sitzen heraus, dass der luftgefederte Sitz die Vibrationen stärker mindert als der Sitz mit mechanischer Federung, wobei es sich um Sitze unterschiedlicher Komfortklassen handelt [Sch-2010c]. Die Versuche werden auf einer mit Betonverbundpflaster belegten Teststrecke mit mehreren kleineren Bodenwellen durchgeführt, stoßhaltige Anregungen sind somit nicht enthalten. Eicheldinger kann dies nicht bestätigen, denn die Messungen zeigten, dass mit beiden Technologien sehr gute Dämpfungswerte in identischer Größe erreichbar sind, hebt aber das subjektiv bessere Gefühl des Fahrers hervor, mit einem besonderen Sitz zu arbeiten [Eic-2008]. Viele, aber nicht alle Autoren erkennen, dass die Gewichtseinstellung, d. h. die Anpassung des Federpakets an das spezifische Fahrergewicht, unerlässlich ist. Eine Wertung gegenüber anderen Einflussfaktoren erfolgt nicht, da die richtige Gewichtseinstellung als Grundvoraussetzung gesehen wird [Eic-2007; Lin-2007; Töd-2007a; Rok-2013]. Das Ausmaß einer falschen Gewichtseinstellung wird nur selten quantitativ beziffert, lediglich Polster und Schäfer et al. zeigen anhand von exemplarischen Probandenmessungen, dass sich die Schwingungsabsorption halbieren bzw. ganz verloren gehen kann [Pol-2008; Sch-2010b]. Trotz dieser Erkenntnisse zeigt die Praxis leider, dass die Fahrer die Gewichtseinstellung kaum berücksichtigen, wie Eicheldinger berichtet [Eic-2007] und Polster in einer Nutzerstudie aufzeigen kann, in der lediglich 3 Gabelstaplerfahrer von 25 beobachteten unaufgefordert den Sitz auf ihr Körpergewicht einstellten [Pol-2008]. Hier besteht weiterhin Aufklärungsbedarf. Auch die Wartung der Sitze als Voraussetzung, die guten Dämpfungseigenschaften während der Nutzungszeit zu erhalten, wird explizit angesprochen [Töd-2007a; Rok- 2013] bzw. wie von Eicheldinger eindringlich gefordert [Eic-2007], denn gefederte Sitze verändern ihr Schwingverhalten im Laufe ihrer Lebensdauer in nur sehr geringem Maße [Mey-2004a]. Diese Erkenntnis fußt auf einer Studie mit über 20 Sitzen 14 Zur sog. Fußpunktanregung eines Einmassenschwingers siehe [Hol-2007, S ]. 61

82 3 Forschungslücke und Aufgabenstellung bei teilweise mehr als Betriebsstunden [Kum-2005; Mey-2004a]. Voraussetzung ist natürlich, dass Schäden behoben werden, aber diese sind für den Maschinenführer deutlich erkennbar [Mey-2004a]. Ein weiterer wichtiger Nebeneinfluss ist der Fahrzustand des Flurförderzeugs, wobei folgend vor allem auf die Fahrgeschwindigkeit, die Beladung sowie am Rande die Fahrtrichtung und die Stellung des Hubgerüsts eingegangen wird. Die Fahrgeschwindigkeit nimmt unter den genannten Aspekten die Vorreiterrolle ein und hat nach Schäfer et al. den zweitgrößten Einfluss auf die Vibrationsexposition der Flurförderzeugfahrer [Sch-2010c], wobei wiederum einige Autoren keine expliziten Gründe angeben bzw. den Einfluss konkretisieren [Lin-2007; Vor-2007c; Neu- 2009b; Jun-2013]. Eicheldinger erwähnt, dass sich die Belastung bei Maximalgeschwindigkeit gegenüber Schrittgeschwindigkeit verdreifachen kann, überlagert diese Aussage jedoch auch mit einer Verschlechterung des Bodens [Eic-2007]. Tödter wiederum spricht davon, dass die Schwingungsbelastung proportional bzw. leicht überproportional mit der Fahrgeschwindigkeit zunimmt, ohne die These mit Messergebnissen zu belegen [Töd-2007a, S. 42]. Schäfer et al. dagegen können ihre anfänglich verallgemeinernde Aussage, dass für eine bestimmte Fahrzeugart die Vibrationseinwirkung auf den Fahrer umso größer ist, [ ] je höher die Fahrgeschwindigkeit ist [Sch-2007b] anhand weiterer Reihenmessungen untermauern, welche ausführlich in [Sch-2010c] vorgestellt werden. Anhand von Fahrten mit einem Elektro-Gabelstapler mit einer Tragfähigkeit von 1,6 t über die bereits erwähnte Testtrecke aus Betonverbundpflaster mit kleineren Bodenwellen und bei unterschiedlichen Fahrgeschwindigkeiten können die Autoren zeigen, dass für diesen Fall die frequenzbewerteten Beschleunigungen, gemessen am sog. Sitzmontagepunkt 15 und auf dem Sitz, linear mit der Fahrgeschwindigkeit steigen, wobei die Zunahme auf dem Sitz weniger stark ausgeprägt ist als auf dem Fahrzeug selbst. Ein weniger detailliertes Bild zeichnen Egberts und Testing anhand vergleichender Messungen an Schubmaststaplern auf einem Betonboden eines Lagers, der eben und frei von Absenkungen ist. Sie messen Schwingungswerte in z-richtung, die sowohl bei hohen als auch bei niedrigen Fahrgeschwindigkeiten nahezu unverändert sind, um abschließend festzustellen, dass die Geschwindigkeit sicherlich eine wichtige Rolle spielt [Egb-2012]. Hinsichtlich des Einflusses der Beladung existieren unterschiedliche Ansichten. So nennt Neugebauer explizit den Beladungszustand ( kann unterschiedlich wirken ) [Neu-2009b], während Schäfer et al. eine differenziertere Betrachtung vornehmen Als Sitzmontagepunkt wird ein fester Punkt in der Fahrbahnkabine direkt neben dem Sitz bezeichnet (vgl. Kapitel ).

83 3.1 Einflussfaktoren auf die Schwingungsbelastung und wiederum zwischen dem Sitzmontagepunkt und der Sitzoberfläche unterscheiden [Sch-2010c], worauf folgend Bezug genommen wird: Nur bei Maximalgeschwindigkeit sind die frequenzbewerteten Beschleunigungen am Sitzmontagepunkt ohne Beladung des Gabelstaplers bis zweimal so hoch wie die frequenzbewerteten Beschleunigungen am Sitzmontagepunkt mit Beladung des Gabelstaplers. Diese Abhängigkeit vom Beladungszustand ist auf den Sitzen nicht festzustellen. Die Autoren zeichnen vielmehr ein konträres Bild, d. h. die Sitze mindern die eingeleiteten Vibrationen besser, wenn das Fahrzeug unbeladen ist. Die Fahrtrichtung sowie die Stellung des Hubgerüsts werden in der Fachliteratur nicht erwähnt, erscheinen jedoch einer Betrachtung wert, da Gabelstapler bei eingeschränkten Sichtverhältnissen oftmals entgegen der üblichen Bewegungsrichtung rückwärts fahren [Ber-2012, S. 23]. Die Stellung des Hubgerüsts fokussiert vor allem auf die Neigung, da mit angehobener Last nicht gefahren werden darf [Ber-2012, S. 18]. Als letzter Nebeneinfluss im Bereich Maschine ist der Wartungszustand des Flurförderzeugs zu nennen, der explizit nur von Eicheldinger als Voraussetzung für eine Einhaltung der Forderungen der Lärm- und Vibrations-Arbeitsschutzverordnung genannt wird [Eic-2008]. Es ist anzunehmen, dass weitere Nennungen unterbleiben, da dies als Selbstverständlichkeit gesehen wird Haupteinflussgröße Mensch Im Rahmen des Dokumentenstudiums kristallisieren sich vier Faktoren heraus, die dem Haupteinfluss Mensch zuzuordnen sind, der als direkte Einflussgröße eine eher untergeordnete Position einnimmt. Das oftmals angesprochene Fahrverhalten ist zwar durchaus relevant für die Höhe der Vibrationsexposition, bedingt diese aber über die Einflussgrößen Fahrgeschwindigkeit und Wahl der Fahrbahn. Deswegen sind die Nennungen eher als Apell an die Vernunft der Fahrer zu verstehen [Eic- 2007; Töd-2007a; Sch-2010a; Egb-2012]. Die Konstitution des Fahrers wird lediglich in [Lin-2007] thematisiert, wobei mit der unbegründeten Aussage Zudem spüren große, kräftige Fahrer Erschütterungen stärker als kleinere, leichtere Personen eine Vermischung zwischen der subjektiven Wahrnehmung des Fahrers und der tatsächlichen Belastung vorgenommen wird, was beim Leser leicht zu Verwirrung führen kann. Ist der Sitz richtig an das Fahrergewicht angepasst, sollte der Einfluss der Konstitution des Fahrers vernachlässigbar sein, wobei sich sicherlich kleine Schwankungen im Sitzübertragungsverhalten einstellen, da bei sich verändernder Konstitution auch das Schwingungssystem Mensch-Sitz trotz Anpassung der Feder eine Änderung erfährt. Möglich ist zudem, 63

84 3 Forschungslücke und Aufgabenstellung dass sich unterschiedlich große Personen auch unterschiedlich am Fahrzeug abstützen und so ein Teil der Schwingung nicht nur über den Sitz eingeleitet wird. Auch die Körperhaltung wird explizit von zwei Autoren der betrachteten Literatur angesprochen, die den Einfluss jedoch richtigerweise nicht auf die Tagesexposition A (8) beziehen, sondern auf die Höhe der Schwingungsbelastung [Vor-2007d] oder als weiteren Faktor für die Gefährdungsbeurteilung nennen [Neu-2009b], weswegen dieser Nebeneinfluss in der Darstellung in Klammern dargestellt wird. Der Einfluss der Körperhaltung auf die resultierende Belastung ist unbestritten, wie bereits in Kapitel dargelegt ist Haupteinflussgröße Umwelt Der Haupteinflussgröße Umwelt ist zwar nur eine relevante, aber durchaus entscheidende Nebeneinflussgröße zuzuordnen: die Fahrbahn. Alle Autoren, die sich umfassend den Ganzkörper-Vibrationen bei Flurförderzeugen widmen, sprechen diesen Faktor an, unterscheiden sich aber stark in ihrer Aussagekraft. So wird der Einfluss lediglich angesprochen [Fis-2001; Vor-2007c; Jun-2013] oder die Notwendigkeit guter Verkehrswege genannt [Eic-2007]. Egberts und Testing attestieren der Fahrbahn einen möglicherweise spürbaren Einfluss [Egb-2012]. Weiterhin werden rein qualitative Aussagen wie Eine ebene Fahrbahn wird den Fahrer deutlich weniger belasten als eine mit Schlaglöchern übersäte Wegstrecke [Lin-2007] oder Schon eine geringe Fahrbahnverschlechterung kann leicht zu einer Verdoppelung der Schwingungsbelastung führen ([STI-2007], vgl. ebenso [Töd-2007a]) getätigt. Grundsätzlich lassen sich Unebenheiten von Fahrbahnoberflächen aufgliedern in unregelmäßige Unebenheiten (periodisch und/oder stochastisch) und herausragende Einzelhindernisse 16, wobei die Autoren meist nicht in dieser Detaillierungsebene berichten. Lediglich Eicheldinger spricht explizit Dehnungsfugen und Löcher an [Eic- 2008], die Neugebauer um Kanten an Toreinfahrten, Schienen und abgesackte Bodenplatten ergänzt [Neu-2009b], welche den Einzelhindernissen zuzuordnen sind. Auch in [Ber-2005] wird die Überfahrt von Rampen mit Gabelstaplern in den Vordergrund gestellt. Eine Wertung dieser Einflussfaktoren nehmen die genannten Autoren nicht vor. Präzisere Aussagen liefern wiederum Schäfer et al., die anhand einer Messreihe mit einem mit Dieselmotor ausgestatteten Gabelstapler mit einer Tragfähigkeit von 1,6 t bei einer Fahrgeschwindigkeit von etwa 10 km/h feststellen, dass die gemessenen frequenzbewerteten Beschleunigungen a wt auf ebenem Estrichboden am gerings- 16 Diese von Braun und Gerz getroffene Unterteilung [Bra-1988] wird in Kapitel näher erläutert. 64

85 3.1 Einflussfaktoren auf die Schwingungsbelastung ten sind, gefolgt in aufsteigender Reifenfolge der Belastung von Betonverbundpflaster im Freien, einem betonierten Freigelände mit Löchern und Ausbrüchen sowie einem Bahnübergang mit Gleisen und Torführungen [Sch-2010c]. Sie kommen ebenso zu dem Schluss, dass im Rahmen ihrer Untersuchung die Fahrbahnbeschaffenheit offensichtlich den größten Einfluss auf die Vibrationsexposition der Gabelstaplerfahrer hat [Sch-2010c, S. 265]. Abschließend bleibt festzuhalten, dass starker Konsens darin besteht, dass die Fahrbahnbeschaffenheit einen großen wenn nicht den größten Einfluss auf die Belastung der Fahrer durch Ganzkörper-Vibrationen hat. Eine qualitative Aussage treffen jedoch nur Schäfer et al. für einen Gabelstapler bei einer einzigen Fahrgeschwindigkeit [Sch-2010c] Haupteinflussgröße Management In der Haupteinflussgröße Management sind alle Nebeneinflussgrößen zusammengefasst, die der Betreiber mit Hilfe organisatorischer Maßnahmen steuern kann. Von grundlegender Bedeutung ist dabei die Arbeitsaufgabe für den Gabelstaplerfahrer an sich, die u. a. vorgibt, in welchen Betriebszuständen sich das Flurförderzeug befindet. Unterschieden wird hierbei üblicherweise zwischen dem Fahren, dem Motorleerlauf und dem Heben und Senken, hier als Lasthandling bezeichnet. An sich besteht Konsens, dass im Motorleerlauf und beim Lasthandling keine signifikante Vibrationsbelastung auftritt, wobei nur wenige Autoren wie Vorwerk und Tödter dies explizit nennen [Töd-2007a; Vor-2007d]. Diese Aussagen gelten als gesichert, da auch die DIN EN erwähnt, dass nur das Fahren den Fahrer mit deutlichen Ganzkörperschwingungen belastet [DIN EN 13059]. Tödter geht sogar weiter und führt an, dass Vibrationen aus dem Beschleunigen und Verzögern während der Fahrt für den Gabelstapler in den meisten Fällen von untergeordneter Relevanz sind [Töd-2007a]. Einen anderen Tenor schlagen Egberts und Testing an, da nach ihnen Einfluss auf das Maß der Vibration... die Ausführung der Vorgänge Heben, Senken, Ausschieben und Einfahren des Masts und natürlich das Fahren hat [Egb- 2012]. In diesem Zusammenhang stellen sie beim Heben der Gabel mit und ohne Last sowohl an der Mastkette als auch an den Mastübergängen spürbare Vibrationen fest, beziffern diese aber nicht auf die messbare Belastung des Fahrers. Eng verknüpft mit der Arbeitsaufgabe ist der Arbeitsablauf an einem Tag, der sich im Normalfall aus einem Mix unterschiedlicher Arbeitsaufgaben zusammensetzt und nach Schäfer et al. mitentscheidend für die Vibrationsbelastung der Fahrer ist [Sch- 2007c]. Einen Hinweis über die Verteilung von Fahrt- und Stillstandszeiten über einen kompletten Arbeitstag liefern Schäfer und Kany: Als Richtwert kann gelten, 65

86 3 Forschungslücke und Aufgabenstellung dass sich die tägliche Arbeitszeit eines Staplerfahrers zu etwa gleichen Teilen in Fahrtätigkeit mit und ohne Last, Aufnahme und Absetzen von Lasten und Stillstandszeiten des Staplers aufteilt [Sch-2009a]. Dies wird in der DIN EN bestätigt, in der für Gabelstapler und Schubmaststapler zwischen den Betriebszuständen Heben (18 %), Leerlauf (58 %) und Fahren (24 %) unterschieden wird [DIN EN 12053, S. 18]. Grundsätzlich beeinflusst die Vorgabe des Arbeitsablaufs, mit welchem Flurförderzeug welche Lasten über welchen Untergrund mit welcher Fahrgeschwindigkeit bewegt werden, womit es sich um einen indirekten Einflussfaktor handelt. Ebenso wird durch die Organisation der Arbeitsabläufe festgelegt, wie lange der Fahrer gegenüber bestimmten Belastungen exponiert ist. Auf die Tagesexposition A (8) nimmt die Einwirkungsdauer T e einen entscheidenden Einfluss, was aus derer Definition in den Formeln (2-6) und (2-7) klar ersichtlich ist. Diesen Zusammenhang verdeutlicht Abbildung 3-3 und stellt grafisch einen Bezug zwischen der Einwirkungsdauer T e und der gemessenen Beschleunigung a we her. Die Bedeutung der Einwirkungsdauer T e wird von mehreren Autoren entweder durch Formeln [Sch- 2007b], grafisch [Eic-2007; Vor-2007c] oder reine Nennung [Töd-2007a; Neu-2009b] angesprochen. 4,0 gewichteter Effektivwert awe [m/s 2 ] 3,5 3,0 2,5 2,0 1,5 1,0 0,5 A( 8) a we Te 8h < 0,5 m/s 2 0,5 0,8 m/s 2 0,8 1,15 m/s 2 > 1,15 m/s 2 0, Einwirkungsdauer Te [h] Abbildung 3-3: Einfluss von Einwirkungsdauer und Vibrationsbelastung auf die Tagesexposition A(8) (Darstellung in Anlehnung an [Bun-2007a]) Als letzter Einflussfaktor seitens organisatorischer Maßnahmen ist die Unterweisung der Fahrer zu nennen, welche häufig eingefordert wird [STI-2007; Töd-2007a; Eic- 66

87 3.2 Aufgabenstellung 2008]. Hierbei sind zwei Aspekte herauszuheben. Zum einen ist den Fahrern die potentielle Gefährdung bewusst zu machen, damit sie selbstständig zu einer gesunden Vibrationsbelastung beitragen, und zum anderen sind ihnen dann die nötigen Minimierungsmöglichkeiten zu nennen und zu erklären. Ein erster Schritt ist hierzu das Handbuch Vibrationen am Arbeitsplatz von Schäfer et al. [Sch-2010a]. 3.2 Aufgabenstellung Die im vorigen Kapitel detailliert dargelegte Auswertung des Dokumentenstudiums sowie eigener Überlegungen verdeutlicht, dass sich bereits Autoren unterschiedlicher Bereiche mit den Einflussfaktoren auf die Fahrerbelastung durch Ganzkörper- Vibrationen auseinander gesetzt haben. Viele Autoren äußern sich jedoch falls überhaupt eine Wertung vorgenommen wird rein qualitativ bezüglich einzelner Einflussgrößen und vermeiden zudem, einen Vergleich zwischen den einzelnen Größen herzustellen; teilweise existieren sogar gegenteilige Aussagen. Von dieser durch zahlreiche Zitate belegten Betrachtungsebene setzen sich ausschließlich Schäfer et al. ab, die den Einfluss der Fahrbahnbeschaffenheit, der Fahrgeschwindigkeit, des Beladungszustands, der Art der eingesetzten Reifen und des Sitzes exemplarisch anhand von Messungen an Gabelstaplern mit einer Tragfähigkeit von 1,6 t präzisieren, was in Kapitel 3.1 ausgiebig diskutiert wird [Sch-2010c]. Trotz der Arbeiten Schäfers et al. bleibt festzuhalten, dass auch acht Jahre nach Inkrafttreten der Lärm- und Vibrations-Arbeitsschutzverordnung detailliertes Wissen über einzelne Einflussfaktoren spärlich gesät ist. An dieser Stelle setzt vorliegende Arbeit an und stellt sich als Ziel, aufbauend auf den Erkenntnissen des Dokumentenstudiums folgende Forschungsfrage zu beantworten: Welche Faktoren bestimmen maßgeblich in welcher Höhe die Vibrationsexposition von Fahrern von typischen Flurförderzeugen mit Fahrersitz und wie beeinflussen sich diese Faktoren gegenseitig? Es versteht sich von selbst, dass die Aussagen auf einer möglichst breiten Datenbasis zu treffen und abzusichern sind. Während für Schubmaststapler bis jetzt kaum gesicherte Aussagen bezüglich der Einflussgrößen vorliegen, sind im Rahmen der Arbeit die von Schäfer et al. herausgearbeiteten Erkenntnisse zu erweitern. Der Anspruch liegt hierbei darin, Parameter vollumfänglicher gegeneinander zu variieren und gegenseitige Abhängigkeiten deutlich herauszustellen. Die erste Forschungsfrage ist an dieser Stelle bewusst allgemein formuliert und bedarf zur Beantwortung einer Vorauswahl der konkret zu untersuchenden Einflussfaktoren, um sich in Fol- 67

88 3 Forschungslücke und Aufgabenstellung gendem auf diese Aspekte zu beschränken. Diese Auswahl wird basierend auf der Diskussion der identifizierten Einflussfaktoren in Kapitel 3.1 getroffen und im Ergebnis in Tabelle 3-1 festgehalten. Es werden nur Einflussfaktoren in die Betrachtung einbezogen, deren Ausprägungen eindeutig beschrieben werden können. Aspekte wie das Fahrverhalten oder die Arbeitsaufgabe werden nicht explizit untersucht, sie resultieren aber in unterschiedlichen Ausprägungen der zu untersuchenden Einflussfaktoren. Die Einwirkungsdauer ist bereits theoretisch abgehandelt und bedarf keiner weiteren Untersuchung (vgl. Abbildung 3-3). Damit erhält die erste Forschungsfrage den Charakter eine Hypothese mit mehreren Teilaspekten: Die in Tabelle 3-1 genannten Einflussfaktoren beeinflussen die Vibrationsexposition von Fahrern von Flurförderzeugen mit Fahrersitz. Tabelle 3-1: Zu untersuchende Einflussfaktoren auf die Vibrationsexposition Einflussfaktor Detaillierung Erklärung Fahrbahn Betriebszustand Fahrersitz und Fahrer Fahrzeugkonfiguration Fahrzeugtyp Einzelhindernisse unregelmäßige Unebenheiten Fahrgeschwindigkeit Beladungszustand Fahrtrichtung Neigung Hubgerüst Baugröße Gewichtseinstellung Konstitution Fahrer Reifen Kabinenlagerung Gabelstapler/ Schubmaststapler zu spezifizieren in der Planung, vgl. Kapitel Maximalfahrgeschwindigkeit 0 Nennlast vorwärts/rückwärts minimale maximale Stellung verfügbarer Federweg, Art der Feder korrekte Einstellung durch Fahrer Gewicht des Fahrers Dämpfung und Steifigkeit, nur Superelastik-Reifen vorhanden ja/nein; Dämpfung und Steifigkeit Es bleibt für die weitere Planung der Untersuchung festzuhalten, dass die Einflussfaktoren, die sog. unabhängigen Variablen, sowohl nominal- als auch verhältnisskaliert sind 17. Die Beantwortung dieser Forschungsfrage bzw. der Nachweis der Hypothese soll zum einen ermöglichen, effektive Maßnahmen zu ergreifen, um die Vibrationsexposition der Fahrer zu minimieren und zum anderen eine fundierte Entscheidungsgrundlage bieten, ob bekannte Messwerte einer Arbeitsumgebung auf einen anderen Einsatzfall übertragen werden können. 17 Zur Definition der unterschiedlichen Skalenniveaus siehe [Eid-2011, S ]. 68

89 3.2 Aufgabenstellung Wenn die Einflussfaktoren auf die Vibrationsexposition des Fahrers identifiziert und nach Möglichkeit quantifiziert sind, interessiert vor allem den Praktiker, ob und mit welcher Sicherheit auf Basis dieses Wissens die Vibrationsexposition des Fahrers auch abgeschätzt werden kann. Dies führt zur zweiten Forschungsfrage dieser Arbeit: Wie kann auf Basis dieser Erkenntnis die Vibrationsbelastung der Flurförderzeugfahrer mit Fahrersitz abgeleitet werden? Es wäre vermessen anzunehmen, dass eine exakte Vorhersage der Vibrationsexposition auf Basis bekannter Randbedingungen möglich ist, da wie in Kapitel 3.1 dargestellt zu viele Faktoren deren Höhe beeinflussen. Das vordergründige Ziel dieser Fragestellung kann deswegen nur sein, generell zu prüfen, ob eine Abschätzung möglich und sinnvoll ist. Wie eingangs erwähnt erfolgt im Rahmen dieser Arbeit explizit eine Fokussierung auf typische Flurförderzeuge mit Fahrersitz, da sich diese Gruppe hinsichtlich des Einleitungspunkts in den Körper und auch des Einsatzbereichs der Fahrzeuge deutlich von Flurförderzeugen mit stehendem Fahrer unterscheidet und die vorgenommene Beschränkung eine fundierte Betrachtung innerhalb einer in sich geschlossenen Arbeit ermöglicht. Gemäß den Ausführungen in Kapitel existieren mehrere Verfahren, um die Belastung des Menschen hinsichtlich Ganzkörper-Vibrationen zu bewerten. Im Rahmen dieser Arbeit erfolgt in Anlehnung an die Lärm- und Vibrations- Arbeitsschutzverordnung die Betrachtung auf Basis des Effektivwerts der frequenzbewerteten Beschleunigung a wt, da dieser Wert für die Gefährdungsbeurteilung relevant ist und einen objektiv bestimmbaren Kennwert auf Basis von Beschleunigungssignalen darstellt. Zudem ist somit ein Vergleich zu anderen Arbeiten möglich. 69

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91 4 Planung der Untersuchung Nachdem die Aufgabenstellung definiert und der Wissensstand zu den Einflussfaktoren auf die Vibrationsexposition der Fahrer diskutiert ist, folgt als nächster Schritt im eingeschlagenen Forschungsvorgehen gemäß Abbildung 1-3 die Planung der Untersuchung, bei der folgende Fragen zu berücksichtigen sind: 1. Auf Basis welcher Datengrundlage sollen die Forschungsfragen beantwortet werden und wie werden die Daten erhoben? 2. Wie erfolgt die Auswertung der Daten, um statistisch abgesicherte Aussagen hinsichtlich der Forschungsfragen treffen zu können? Folgende Ausführungen nehmen darauf Bezug und widmen sich in Kapitel 4.1 zuerst der Wahl der Forschungsmethoden, bei der eine Entscheidung sowohl für die Erhebung der Daten als auch für deren spätere Auswertung getroffen wird. Im Anschluss erfolgt in den Kapiteln 4.2 und 4.3 eine Eingrenzung der Stichprobe hinsichtlich der zu untersuchenden Flurförderzeuge und Sitze, während in Kapitel 4.4 wegen der großen Bedeutung der Fahrbahnbeschaffenheit typische Fahrbahnoberflächen im Einsatzgebiet der Flurförderzeuge analysiert werden, um abschließend in Kapitel 4.5 nochmals den Untersuchungsraum mit den zu untersuchenden Einflussfaktoren aufzuspannen. 4.1 Auswahl der Forschungsmethoden Datenerhebung Bei der nach Eid erwähnten Auswahl einer Erhebungsmethode (vgl. Kapitel 1.3) stehen zwei Alternativen zur Diskussion, die die Bestimmung des Effektivwerts der frequenzbewerteten Beschleunigung a wt ermöglichen: die Messung der auftretenden Beschleunigung im Rahmen von Fahrversuchen mit realen Fahrzeugen oder die Überführung von Fahrzeugen in ein geeignetes Simulationsmodell zur Berechnung der Beschleunigungswerte. Um die erste Forschungsfrage zu beantworten, muss die Erhebungsmethode eine Parametervariation der zu untersuchenden Einflussfaktoren ermöglichen. Von Interesse sind Betriebsparameter wie der Beladungszustand oder die Fahrgeschwindigkeit, die Beschaffenheit der Fahrbahn sowie die Konstruktions- bzw. die Ausstat- 71

92 4 Planung der Untersuchung tungsmerkmale des Fahrzeugs wie Reifen, Kabinenlagerung oder Sitz. Grundsätzlich ist die Reproduzierbarkeit der erzielten Ergebnisse sicherzustellen, womit Störgrößen auf ein Minimum zu beschränken sind. Das subjektive Empfinden des Fahrers wird im Rahmen der Untersuchung nicht adressiert und stellt entsprechend keine Anforderung an die Erhebungsmethode dar. Beide Alternativen erfüllen prinzipiell o. g. Anforderungen. Die Vorteile einer Messung im Rahmen experimenteller Untersuchungen sind die unvereinfachten realen Verhältnisse des Objekts sowie der wegfallende Modellierungsaufwand [Dre-2006, S. 6]. Dank einer standardisierten Messtechnik und einer definierten Vorgehensweise zur Erfassung der Ganzkörper-Vibrationen (vgl. Kapitel 2.2.2) ist auch die Erfassung mit Sensoren kaum mit Unsicherheiten behaftet. Als nachteilig ist jedoch anzuführen, dass Störgrößen auch auf definierten Versuchsstrecken nicht gänzlich ausgeschlossen werden können. So ist z. B. auf eine gleichmäßige Reifentemperatur zu achten, die von der Fahrzeugnutzung und der Außentemperatur beeinflusst wird. Auch ist bei unterschiedlichen Versuchsfahrern nicht auszuschließen, dass die Fahrweise trotz definierter Vorgaben das Messergebnis beeinflusst. Als größtes Hindernis ist der hohe Aufwand bei der Parametervariation anzuführen [Dre-2006, S. 6]. Während Betriebsparameter wie Fahrgeschwindigkeit und Beladungszustand noch relativ einfach variiert werden können, gestaltet sich ein Wechsel der Reifensteifigkeit oder der Fahrzeuglagerung ebenso schwierig wie der des Fahrbahnprofils mit unterschiedlichen unregelmäßigen oder herausragenden Hindernissen. Deswegen lohnt es, die Nutzung von Simulationsmodellen in Betracht zu ziehen. Simulationsmodelle, die heutzutage ausschließlich computergestützt erstellt und berechnet werden, bieten den unschlagbaren Vorteil einer effizienten Durchführung von Parameterstudien, da die unterschiedlichsten Parameter einfach und schnell ohne Umbaumaßnahmen im Gegensatz zum realen Fahrzeug variiert werden können. Zusätzlich ermöglicht die virtuelle Messung weitreichende Analysemöglichkeiten ohne zusätzliche Messtechnik und schließt Störgrößen aus, da nur die im Modell abgebildeten Systeme einen Einfluss auf das Berechnungsergebnis nehmen. Demgegenüber ist abzuwägen, ob der im Normalfall hohe Aufwand für die Modellbildung und die anschließende Validierung diese Vorteile überwiegt. Ebenso kann ein Simulationsmodell die Realität nur annähern. Die simulierten Belastungen des Fahrers bewegen sich somit stets in einem Unsicherheitsbereich. Die Untersuchungen von Schäfer et al. bezüglich unterschiedlicher Einflussfaktoren zeigen, wie schwierig auf Grund des hohen Versuchsaufwands die Generierung einer breiten Datenbasis auf Testrecken ist [Sch-2010b]. Vor allem die Fahrt mit gleichen Fahrzeugen über unterschiedliche Fahrbahnoberflächen bedeutet einen erheb- 72

93 4.1 Auswahl der Forschungsmethoden lichen logistischen Aufwand und ist auf dem zur Verfügung stehenden Versuchsgelände nur bedingt realisierbar. Diese Gründe verknüpft mit dem wertvollen Vorteil, effizient Parameterstudien durchführen zu können, führen zu der Entscheidung, die Fahrerbelastung auf Basis von Simulationsmodellen zu berechnen. Somit verbleibt nur noch die offene Frage nach der Wahl des Modellierungsansatzes. Mechanische Systeme wie Flurförderzeuge, die vornehmlich durch ihre Bauteile mit Massenträgheit und Elastizität gekennzeichnet sind, können unter Berücksichtigung weiterer Einflüsse wie Dämpfung und äußerer Kraftanregung je nach Zielsetzung durch unterschiedliche Ersatzsysteme abgebildet werden (Abbildung 4-1). mechanische Systeme Trägheit Elastizität Viskosität Kraft starrer Körper elastischer Körper Feder Dämpfer Lagerreaktion Antrieb kontinuierliche Systeme Finite-Elemente-Systeme Mehrkörpersysteme Abbildung 4-1: Eigenschaften mechanischer Systeme nach [Sch-2004] Für die Berechnung der am Fahrer auftretenden Beschleunigung während dynamischer Fahrvorgänge bei Variation der in Tabelle 3-1 genannten Parameter bieten sich Mehrkörpersysteme an, die klassisch aus massebehafteten Köpern und masselosen Bindungs- und Kopplungselementen bestehen [Sch-2004; Ril-2010]. Flurförderzeuge zeichnen sich durch vorwiegend sehr starre Bauteile aus, so dass eine dynamische Simulation mit Finite-Elemente-Modellen nicht problemgerecht ist. Durch sog. hybride Mehrkörpermodelle ist es trotzdem möglich, elastische Strukturen zu berücksichtigen, insofern dies bei der Modellerstellung relevant wird. Mehrkörpersysteme bieten zudem die Voraussetzung, den für Ganzkörper-Vibrationen relevanten Frequenzbereich zwischen 0,5 80 Hz im Modell abzudecken. Für vorliegende Arbeit wird auf das Simulationspaket ADAMS der Firma MSC-Software Corporation zurückgegriffen. Als Berechnungsergebnis eines Flurförderzeug- Mehrkörpersystems stehen Zeitreihen mit Beschleunigungswerten an vorher definierten Messpunkten zur Verfügung. Da umgangssprachlich bei der Berechnung eines Ersatzmodells von Simulation gesprochen wird, findet auch in weiteren Ausführungen der Begriff Simulationsergebnis Verwendung. 73

94 4 Planung der Untersuchung Datenauswertung Bei der Auswertung der Simulationsergebnisse sind zwei Aspekte zu berücksichtigen. In einem ersten Schritt müssen die Zeitreihen mit den zugehörigen Parametereinstellungen aufbereitet werden, damit im zweiten Schritt mit Hilfe statistischer Methoden die Hypothesen getestet werden können. Die Aufbereitung der Daten erfordert vornehmlich die Berechnung des Effektivwerts der frequenzbewerteten Beschleunigung a wt gemäß Formel (2-1). Hierfür wird auf die Software DIAdem der Firma National Instruments zurückgegriffen, welche zum einen Funktionen für die Frequenzbewertung nach ISO und zum anderen mit Hilfe von Skripten eine Möglichkeit zur automatisierten Verarbeitung bereitstellt. In der Hypothese der Forschungsfrage werden Einflussfaktoren auf die Vibrationsexposition des Flurförderzeugfahrers postuliert. Es ist also zu prüfen, inwieweit die in Tabelle 3-1 aufgeführten und in folgenden Kapiteln zu detaillierenden Einflussfaktoren (die sog. unabhängigen Variablen) die Vibrationsexposition (die sog. abhängige Variable), ausgedrückt durch den Effektivwert der frequenzbewerteten Beschleunigung a wt, beeinflussen. Der Aufgabenstellung der ersten Forschungsfrage in welcher Höhe folgend ist der Einfluss zudem zu quantifizieren. Je nach Art des Einflussfaktors bzw. dessen Skalenniveau kann eine Quantifizierung auf unterschiedlichen Ebenen erfolgen: 1. Liegt überhaupt ein Einfluss vor, d. h. kann die Hypothese bestätigt werden, und welche Bedeutung nimmt dieser Einflussfaktor gegenüber den anderen Parametern der Betrachtung ein? 2. Wie ändert sich bei Variation eines Parameters die Belastung des Fahrers? (z. B.: Eine Verdopplung der Fahrgeschwindigkeit führt zu einer doppelt so hohen Belastung.) Für beide Fragestellungen eigenen sich nach Backhaus et al. aus dem Bereich der multivariaten Analysemethoden die sog. strukturen-prüfenden Verfahren, deren primäres Ziel in der Überprüfung von Zusammenhängen zwischen Variablen liegt [Bac-2011, S. 13]. Eine Auswahl der Verfahren hat u. a. auch auf Basis der Skalenniveaus der unabhängigen und abhängigen Variablen zu erfolgen. Die abhängige Variable, der Effektivwert der frequenzbewerteten Beschleunigung a wt, weist als intervallskalierte Größe metrisches Skalenniveau auf. Zur Beantwortung der ersten Forschungsfrage werden in einem vorgelagerten Schritt die sog. Effekte der Einflussfaktoren untersucht, die ein Maß für die Wirkung 74

95 4.2 Auswahl der Flurförderzeuge auf das Systemverhalten darstellen und im Effekt-Diagramm anschaulich dargestellt und analysiert werden können. Üblicherweise versteht man unter einem Effekt die Differenz zweier Mittelwerte bei unterschiedlichen Faktoreinstellungen (vgl. Kapitel 7.1.1). Im Rahmen dieser Fragestellung werden alle unabhängigen Variablen berücksichtigt, es liegt somit sowohl metrisches als auch nominales Skalenniveau vor. Unter Berücksichtigung dieser Prämissen empfiehlt sich nach Backhaus et al. ebenso die mehrfaktorielle Varianzanalyse ein Verfahren, das die Wirkung einer (oder mehrerer) unabhängiger Variablen auf eine (oder mehrere) abhängige Variablen untersucht [Bac-2011, S. 158]. Die Varianzanalyse beruht auf der Unterteilung der Gesamtabweichung aller Beobachtungen (Messungen) in einen erklärten Anteil durch die unabhängigen Variablen und einen nicht erklärten Anteil zufällig äußerer Einwirkungen. Somit lässt sich abschätzen, wie in welchem Maße die Variation der abhängigen Variablen durch die Variation einer unabhängigen Variablen erklärt wird. Ob ein statistisch signifikanter Einfluss vorliegt wird durch einen F-Test ermittelt. Zur weiteren Erklärung der mehrfaktoriellen Varianzanalyse sei auf eine kurze Einführung in Kapitel und auf [Eid-2011; Bac-2011] verwiesen. Um sich der Quantifizierung auf Betrachtungsebene 2 zu nähern bietet sich die Regressionsanalyse an. Um die Wirkung einzelner Einflussfaktoren deutlich zu machen ist eine Beschränkung des Betrachtungsraums empfehlenswert. Die zum Einsatz kommende lineare Regression fußt auf dem Ziel, die unabhängige Variable durch eine Linearkombination der abhängigen Variablen skaliert mit den jeweiligen Regressionskoeffizienten und einem konstanten Glied bestmöglich zu schätzen. Bei der Regressionsanalyse ist zu prüfen, ob zum einen die abhängige Variable von dem Regressionsmodell als Ganzes hinreichend genau erklärt wird (F-Test) und zum anderen wie gut die einzelnen Variablen des Regressionsmodells zur Erklärung der abhängigen Variablen beitragen (t-test, Konfidenzintervall) [Bac-2011]. Zur weiteren Erklärung der linearen Regressionsanalyse wird auf eine kurze Einführung in Kapitel sowie wiederum auf [Eid-2011; Bac-2011] verwiesen. Die Durchführung der beschriebenen multivariaten Analysemethoden erfolgt computergestützt mit der Software SPSS der Firma IBM (Version 22). 4.2 Auswahl der Flurförderzeuge Nach der Entscheidung, die Einflussfaktoren auf die Vibrationsexposition der Flurförderzeugfahrer mit Hilfe der Mehrköpersimulation zu erforschen, hat eine konkrete Auswahl der Untersuchungsobjekte zu erfolgen. Auf Grund des hohen Modellierungsaufwands ist es zweckmäßig, sich auf für die Population repräsentative Flur- 75

96 4 Planung der Untersuchung förderzeuge zu fokussieren. Reihenuntersuchungen mit einer Vielzahl unterschiedlicher Flurförderzeuge sind mit dieser Erhebungsmethode nicht zielführend und stehen auch nicht im Vordergrund dieser Arbeit. Hierfür sei auf die Branchenmessungen von Schäfer et al. verwiesen, bei denen unterschiedliche Flurförderzeuge eines Typs und ähnlicher Traglastklasse untersucht werden [Sch-2007a; Sch-2007b]. Bei der Auswahl der repräsentativen Fahrzeuge mit Fahrersitz wird berücksichtigt, dass sich sowohl die entsprechenden Flurförderzeugtypen als auch die konkret ausgewählten Modelle in Deutschland einer starken Verbreitung erfreuen. Hinsichtlich des ersten Kriteriums seien die Ausführungen aus Kapitel 2.1 ins Gedächtnis gerufen. Bezogen auf die Benutzungsart ist die Gruppe der stapelnden Flurförderzeuge am stärksten vertreten (vgl. Abbildung 2-1). Hinsichtlich der Bereiche Gabelstapler und Lagertechnik ist eine leichte Dominanz der Lagertechnik in den Absatzzahlen in Deutschland festzuhalten (vgl. Abbildung 2-8), bei genauerer Aufschlüsselung nach den WITS-Klassen innerhalb Westeuropas und der Fokussierung auf ausschließlich Geräte mit Fahrersitz sind Gabelstapler gegenüber Elektro- Schmalgangstaplern jedoch dreimal so stark vertreten (vgl. Abbildung 2-7). Da auch der Einfluss des Fahrzeugtyps im Fokus der Untersuchung steht und somit mindestens zwei unterschiedliche Flurförderzeugtypen auszuwählen sind, ist die Wahl repräsentativer Fahrzeuge sowohl im Bereich der Gablelstapler als auch der Elektro- Schmalgangstapler sinnvoll. Eine genauere Aufschlüsselung von Verkaufs- bzw. Bestandszahlen als in Kapitel vorgestellt, ist auf Basis öffentlicher Quellen nicht möglich. Deswegen wird, um ein konkretes Modell innerhalb der identifizierten Flurförderzeugtypen auszuwählen, auf die StaplerFacts zurückgegriffen [N.-2012]. Hierbei handelt es sich um eine Datenbank der Fachzeitschrift Staplerword, in der Hersteller Flurförderzeuge aus ihrer Produktpalette eintragen können und die nach Bachmann ein fast aktuelles Abbild der Branche darstellt [Bac-2012]. In die Auswertung werden alle Flurförderzeuge aufgenommen, die in Europa zu beziehen sind. Fahrzeuge mit einer Zulassung für den explosionsgeschützten Bereich werden auf Grund ihrer geringen Verbreitung ausgeklammert. Es wird darauf hingewiesen, dass die Auswertung somit nicht nach der Anzahl der verkauften Fahrzeuge, sondern nach den unterschiedlich gemeldeten Modellen vorgenommen wird. Dabei wir angenommen, dass eine hohe Anzahl an Modellen als Indiz für eine große Verbreitung der Flurförderzeuge interpretiert werden kann. Unter einem Modell wird ein Flurförderzeug einer bestimmten Benutzungsart (vgl. Abbildung 2-1) mit spezifischer Nennlast, Maximalfahrgeschwindigkeit, Antriebsart und Fahrzeuglänge bezeichnet. 76

97 4.2 Auswahl der Flurförderzeuge Gabelstapler In Deutschland ist wie in Westeuropa grundsätzlich von einer gleichmäßigen Verteilung von Elektro- und Verbrenner-Gabelstaplern auszugehen (vgl. Abbildung 2-7). Eine klare Präferenz der Verbrenner-Gabelstapler wie in Asien oder Amerika liegt nicht vor (vgl. Abbildung 2-5). Bei Betrachtung der in [N.-2012] gemeldeten Daten liegt es nahe, eine Differenzierung nach der Art des Antriebs sowie der Anzahl der Räder bei elektrisch angetriebenen und nach Art des Treibstoffs bei verbrennungsmotorisch angetriebenen Gabelstaplern vorzunehmen (Abbildung 4-2). Kennzeichnend für die große Verbreitung dieses Typs ist, dass nach [N.-2012] 45 Hersteller Gabelstapler in insgesamt unterschiedlichen Ausprägungen für den europäischen Markt produzieren. 12% 22% Elektro (3-Rad) 27% Elektro (4-Rad) Verbrenner (Diesel) 39% Verbrenner (Treibgas LPG) Abbildung 4-2: Gemeldete Gabelstaplermodelle nach [N.-2012] Mit insgesamt 61 % stellen die Verbrenner-Gabelstapler die Mehrheit dar. Es erscheint zweckmäßig, im Rahmen der Untersuchung auf Grund der hohen Verbreitung der Gabelstapler zwei Modelle dieser Flurförderzeugart zu untersuchen, so dass in einem ersten Schritt die Auswahl auf einen Verbrenner-Gabelstapler mit Diesel als Treibstoff sowie einen Elektro-Gabelstapler eingegrenzt wird. Zur weiteren Spezifizierung erfolgt eine detailliertere Betrachtung hinsichtlich der Tragfähigkeit, einem der wichtigsten Auswahlkriterien für Flurförderzeuge. Die Häufigkeitsverteilung der in [N.-2012] gemeldeten unterschiedlichen 3-Rad- und 4-Rad-Elektro-Gabelstapler bis zu einer Tragfähigkeit von kg von 31 unterschiedlichen Herstellern ist in Abbildung 4-3 dargestellt. Von insgesamt 563 gemeldeten Flurförderzeugtypen weisen 9 % Traglasten zwischen kg und kg und werden der Übersichtlichkeit halber nicht dargestellt. Hierbei handelt es sich zudem um Sonderanwendungen mit normalerweise geringen Stückzahlen. 77

98 Häufigkeit Häufigkeit 4 Planung der Untersuchung 15% 10% 5% 0% Tragfähigkeit [kg] Abbildung 4-3: Tragfähigkeitsverteilung der in [N.-2012] gemeldeten 3- und 4-Rad-Elektro-Gabelstaplermodelle bis kg Tragfähigkeit Bei einem Mittelwert von kg weisen mehr als die Hälfte der gemeldeten Modelle Traglasten bis zu einschließlich kg auf. In Anbetracht der Tatsache, dass bei Flurförderzeugen mit geringeren Traglasten mit höheren Stückzahlen zur rechnen ist, wird als Untersuchungsobjekt ein Elektro-Gabelstapler mit einer Tragfähigkeit von kg ausgewählt. Der größeren Verbreitung wegen wird eine Ausführung mit vier Rädern, d. h. einer Pendelachse, gewählt. Gemäß der Namenskonvention nach VDI 3586 handelt es sich um einen EFG 20 (vgl. Kapitel 2.1.1). Für den Bereich der Verbrenner-Gabelstapler verdeutlicht Abbildung 4-4 die Häufigkeitsverteilung der in [N.-2012] gemeldeten unterschiedlichen Modelle bis zu einer Tragfähigkeit von kg von 32 unterschiedlichen Herstellern. 10% 5% 0% Tragfähigkeit [kg] Abbildung 4-4: Tragfähigkeitsverteilung der in [N.-2012] gemeldeten Verbrenner-Gabelstaplermodelle bis kg Tragfähigkeit 78

99 4.2 Auswahl der Flurförderzeuge Von insgesamt 885 gemeldeten Flurförderzeugtypen weisen 16 % Traglasten zwischen kg und kg auf und werden der Übersichtlichkeit wegen nicht dargestellt. Diese größere Anzahl an Typen mit deutlich höherer Tragkraft führt zu einem Mittelwert von kg. Es ist jedoch davon auszugehen, dass Flurförderzeuge mit hohen Tragfähigkeiten in geringer Stückzahl verkauft werden. Unter Beachtung des Medians von kg dient die Verfügbarkeit geeigneter Versuchsfahrzeuge als weiteres Auswahlkriterium, so dass ein Flurförderzeug mit einer Tragfähigkeit von kg ausgewählt wird. Wegen der größeren Verbreitung wird als Treibstoffart wie bereits erwähnt Diesel gewählt. Gemäß der Namenskonvention nach VDI 3586 handelt es sich um einen DFG 35 (vgl. Kapitel 2.1.1). Abbildung 4-5 zeigt die für die Untersuchung auf Basis vorher genannter Kriterien ausgewählten Flurförderzeuge von zwei unterschiedlichen Herstellern. Beide Gabelstapler verfügen über ein Zweifachteleskop-Hubgerüst ohne Freihub (vgl. Kapitel 5.2.5). Für die Bereifung wird der in Europa gängige Superelastikreifen gewählt, mit welchem nahezu jeder Gabelstapler ausgestattet ist. Abbildung 4-5: Untersuchte Gabelstapler EFG 20 (links) und DFG 35 (rechts) (Bildquellen: eigene Darstellung, Linde Material Handling GmbH) Elektro-Schmalgangstapler Im Bereich der Elektro-Schmalgangstapler wird bereits in Kapitel der Schubmaststapler als klassischer Vertreter der Lagertechnikgeräte mit Fahrersitz identifiziert und näher beschrieben. Entsprechend leicht fällt die Wahl, auch diesen Fahrzeugtyp in die Untersuchung aufzunehmen, wobei ein Modell dieses Typs auf Grund der einheitlichen Bauweise als ausreichend erachtet wird. Für eine konkrete Auswahl wird wiederum die Häufigkeitsverteilung bezüglich der Tragfähigkeit der in [N.-2012] gemeldeten 137 unterschiedlichen Modelle von 18 Herstellern in Augenschein genommen (Abbildung 4-6). 79

100 Häufigkeit Häufigkeit 4 Planung der Untersuchung 30% 20% 10% 0% Tragfähigkeit [kg] Abbildung 4-6: Tragfähigkeitsverteilung der in [N.-2012] gemeldeten Schubmaststaplermodelle Auffällig ist eine geringe Spannweite sowie eine Konzentrierung auf Tragfähigkeiten im Bereich von kg und kg bei einem Median von kg. Ergänzend wird ein Blick auf die möglichen Maximalfahrgeschwindigkeiten (ohne Last) der auf dem Markt erhältlichen Schubmaststapler geworfen (Abbildung 4-7). 30% 20% 10% 0% Maximalfahrgeschwindigkeit ohne Last [km/h] Abbildung 4-7: Verteilung der Maximalfahrgeschwindigkeiten ohne Last der in [N.-2012] gemeldeten Schubmaststaplermodelle Auf Basis dieser Marktübersicht und in Anbetracht der Verfügbarkeit geeigneter Versuchsfahrzeuge wird ein Fahrzeug mit einer Traglast von kg und einer Maximalfahrgeschwindigkeit von 14 km/h in der Bauform mit ungelenkten Stützrollen sowie einem Dreifachteleskop-Hubgerüst mit vollem Freihub (vgl. Kapitel 5.2.5) in das Untersuchungsspektrum aufgenommen (Abbildung 4-8). Gemäß der Namenskonvention nach VDI 3586 handelt es sich um einen EFM 14 (vgl. Kapitel 2.1.1). 80

101 4.3 Auswahl der Fahrersitze Abbildung 4-8: Untersuchter Schubmaststapler EFM 14 (Bildquelle: STILL GmbH) 4.3 Auswahl der Fahrersitze Eines der wichtigsten Ausstattungsmerkmale bei Flurförderzeugen mit sitzendem Bediener ist der Fahrersitz, welchem auch ein hoher Einfluss auf die Vibrationsexposition des Fahrers zugeschrieben wird (vgl. Kapitel 3.1.1). Da nach Tabelle 3-1 auch die Baugröße des Fahrersitzes zu erforschen ist, werden unterschiedliche Sitze in das Untersuchungsspektrum aufgenommen. Flurförderzeugsitze stellen vor allem Anforderungen an eine gute Schwingungsisolation bei geringer Bauhöhe sowie eine Schnelleinstellung der Federung [Pol-2008]. Sitze für Kompaktgeräte werden üblicherweise mit einer mechanischen Federung in Form einer Stahlfeder ausgestattet, welche im Normalfall auf den auf Flurförderzeugen verbauten Sitzen anzutreffen ist. Seit einigen Jahren wird zudem über den Einsatz einer Luftfederung bei Flurförderzeugen berichtet, eine starke Verbreitung kann noch nicht festgestellt werden. Ein eindeutiger Einfluss der Federart ist bis jetzt nicht feststellbar, was bereits in Kapitel diskutiert ist. Um zum einen bestmöglich den Status Quo beim Betreiber in den Vordergrund zu stellen und zum anderen das Untersuchungsspektrum auf eine Federart bei unterschiedlichen Baugrößen zu begrenzen, wird eine Auswahl von drei typischen Flurförderzeugsitzen mit mechanischer Feder getroffen (Abbildung 4-9). Alle Sitze verfügen ausschließlich über eine mechanische Federung und Dämpfung in vertikaler Richtung (z-achse) und stellen unterschiedliche Federwege zur Verfügung. Sitze mit Horizontalfederung (x-achse) werden auf Grund ihrer noch geringen Verbreitung auf Flurförderzeugen nicht untersucht. 81

102 4 Planung der Untersuchung Abbildung 4-9: Untersuchte Sitze MSG 20 (links), MSG 65 (Mitte) und MSG 85 (rechts) (Bildquelle: Grammer AG) Die Forderung nach geringer Bauhöhe bei guter Schwingungsisolation stellen nicht nur Flurförderzeuge an Fahrzeugsitze, sondern auch andere Fahrzeuggruppen. Deswegen kommen die in Abbildung 4-9 gezeigten Sitze auch bei kompakten Baumaschinen wie Walzen und Minibaggern (MSG 20 und MSG 65) sowie Kompaktund Radladern (MSG 65) zum Einsatz. Der etwas höher bauende Sitz MSG 85 kann entsprechend mehr Federweg zur Verfügung stellen und wird deswegen auch in Traktoren, Mähdreschern, Baggern und Radladern eingesetzt. 4.4 Fahrbahnoberflächen im Einsatzgebiet der Flurförderzeuge Flurförderzeuge bewegen sich je nach Erfordernis sowohl außerhalb von Produktionshallen auf allgemeinen Verkehrsflächen als auch innerhalb der Hallen auf im Normalfall speziellen Industrieböden. Nachfolgend wird zuerst kurz der Aufbau und die Auslegung der typischen Verkehrsflächen Asphalt, Beton und Pflaster behandelt, um anschließend auf deren Ebenheitstoleranzen, mögliche Schadensbilder und typische einzelne Hindernisse, welche ebenso die Ebenheit der Fahrbahnoberfläche durchbrechen, einzugehen. Sowohl im Straßenverkehr als auch im industriellen Umfeld sind Verkehrsflächen aus verschiedenen Schichten aufgebaut [For-2001]. Der Oberbau besteht aus einer oder mehreren Tragschichten sowie einer Deckschicht, sorgt für den Abbau und die Verteilung der durch den Verkehr erzeugten Spannungen und ist somit wesentlich für die Langlebigkeit und Widerstandsfähigkeit einer Verkehrsfläche verantwortlich [Vel- 2008]. Die Belastungen der Industrieböden unterscheiden sich jedoch deutlich von denen der Straßenverkehrsflächen. Ausschlaggebend für die Auslegung sind häufig die sehr hohen Punktlasten durch Regale, Container, Gitterboxen und Flurförderzeuge, die öfters eine dickere Ausführung der Tragschicht erfordern [Czi-1999]. 82

103 4.4 Fahrbahnoberflächen im Einsatzgebiet der Flurförderzeuge Asphaltdecken sind die am häufigsten verwendeten Straßendecken. Während das viskoelastische Verformungsverhalten zum einen eine Anpassung an langsam auftretende Verformungen ermöglicht, können sich zum anderen besonders beim Auftreten großer Lasten, z. B. bei Standflächen für LKWs oder bei häufigen Brems- und Anfahrvorgängen, Spurrinnen bilden. Die Unebenheit, die wie bei allen Bodenbelägen mit einer so genannten Lattenmessung oder einem Planografen bestimmt wird 18, darf für Deckschichten auf einer 4 m langen Messstrecke 4 mm nicht überschreiten [For-2007, S. 42]. Zusätzliche Unebenheiten können durch Risse verursacht werden, die in einigen Fällen aufgrund der Alterung und der dadurch verringerten Klebkraft des Bitumens entstehen. Einen detaillierten Überblick über weitere Schadensarten bietet Tabelle 4-1. [Vel-2008] Tabelle 4-1: Auswahl von Schadensarten und Ursachen bei Asphalt nach [Vel-2008] Netzrisse Schadensbild Kontraktionsrisse (quer, Abstand von 5 30 m) Ermüdungsrisse (längs) Spurrinnen infolge viskosen Fließens Spurrinnen infolge Nachverdichtung Wellen, Waschbretter Schlaglöcher Schadensursache fehlerhafte Konstruktion der Schichten (Tragschicht, Frostschutzschicht) verhärtetes Bitumen durch Alterung und dadurch Anstieg der Risstemperatur, was im Winter zu deren Unterschreitung führt Ermüdung des Asphalts durch Belastung. Aus Mikrorissen durch Biegezugspannung aus Verkehr und Zugspannung aus Abkühlung entstehen makroskopische Risse. fehlerhafte Zusammensetzung des Asphalts und spurfahrender Schwerverkehr, langandauernde Belastungen, zusätzliche horizontale Belastungen, Verkehrsfreigabe bei noch warmer Deckschicht Nachverdichtung der unterschiedlichen Schichten fehlerhafte Zusammensetzung des Asphalts in Zonen mit besonders hohen Brems- und Anfahrkräften ungenügender Schichtverbund und Ablösen der Deckschicht von den darunter liegenden Schichten Bei Industrieböden aus Beton kann nach Freimann die Auslegung bei Platten ohne stützende Funktion in einem Gebäude nach den Grundsätzen des Straßenbaus erfolgen [Fre-2006]. Während im Betonstraßenbau die unbewehrte Betondecke auf einem sehr gut tragfähigen Unterbau den Standard darstellt, kommen in Produktions- und Lagerhallen üblicherweise Betonbodenplatten in unterschiedlichen Konstruktionen (z. B. bewehrt mit Betonstahlmatten oder mit Walzbeton) entsprechend der physikalischen und chemischen Beanspruchung zum Einsatz [Loh-2012]. Grundsätzlich darf die Oberflächenebenheit einer Betonfahrbahn nach der entsprechenden VOB Teil C auf einer Messstrecke von 4 m um maximal 10 mm abweichen [DIN 18316], was in der Regel auch für Industrieböden nach DIN Gültigkeit besitzt [DIN 18202]. Für extreme Anforderungen, wie sie in Hochregallagern beste- 18 Zur näheren Erläuterung von Lattenmessung und Planograf siehe [Ger-1991; Vel-2008, S. 257] sowie Kapitel

104 4 Planung der Untersuchung hen, existiert mit der DIN eine gesonderte Norm. In dieser ist festgelegt, dass auf 4 m Messstrecke die Abweichung maximal 5 mm betragen darf [DIN 15185]. Diese Anforderungen sind nur mit erheblichem Aufwand durch den Einbau zusätzlicher Schichten, z. B. aus Kunstharzestrich, erfüllbar. Häufige Schäden und Fehler bei Betonplatten stellt Tabelle 4-2 dar. [Loh-2012] Tabelle 4-2: Schadensbilder und Ursachen bei monolithischen Betonplatten [Czi-1999] Schadensbild durchgehende Risse Oberflächenrisse Verwölbungen Absenkungen übermäßiger Abrieb, Ausbrüche Schadensursache Zwängungsspannungen aus Schwinden oder Temperatur größer als Betonzugfestigkeit; auftretende Biegezugspannungen aus Lasten größer als Betonbiegezugfestigkeit Frühschwinden des Betons, ungleichmäßiges Schwinden ungleichmäßiges Schwinden, ungleichmäßiges Abkühlen oder Erwärmen ungleichmäßige, irreversible Setzung unterschiedlicher Plattenfelder bei Belastung Betonmatrix ist nicht in der Lage die rollende, schlagende oder stoßende Dauerbelastung aufzunehmen. Zementgebundene Matrix ist für die chemische Beanspruchung nicht geeignet. Um ungewollte Risse zu vermeiden wird üblicherweise auf eine Konstruktion mit Fugen, die Längenänderungen wie z. B. aufgrund von Temperaturschwankungen ausgleichen, zurückgegriffen. Dabei unterscheidet man zwischen Raum-, Press- und Scheinfugen. Raumfugen trennen die Betonbodenplatte von festen Bauten wie z. B. Stützen oder Seitenwänden oder verschieden belastete Flächen untereinander. Pressfugen entstehen, wenn zwei Betonplatten zu unterschiedlichen Zeitpunkten hergestellt werden. Raum- und Pressfugen werden normalerweise gegen eindringendes Wasser gesichert und sind ähnlich im Aufbau. Nach Lohmeyer und Ebeling sind Pressfugen in der Regel ca. 4 8 mm und Raumfugen je nach Erfordernis 5 20 mm dick. Die VOB Teil C fordert für Raumfugen eine Mindestdicke von 12 mm [DIN 18316]. Scheinfugen führen zu einem kontrollierten Riss durch die gesamte Dicke der Platte und verhindern so sich unkontrolliert ausbreitende Risse auf Grund von Zugspannungen, die während des Abkühlprozesses entstehen. Sie werden etwa 60 mm tief und ca. 4 mm breit zeitnah nach dem Einbau in den sich erhärtenden Beton geschnitten. Für eine Abdichtung, die erst später vorgenommen werden kann, ist ein Nachschnitt mit 8 mm Breite erforderlich, wovon jedoch bei starker mechanischer Beanspruchung abgesehen werden sollte. Häufigkeit und Verteilung der Fugen hängen von der Plattendicke und der Plattenfläche ab. Jede Fuge stellt jedoch auch eine Konstruktionsschwachstelle dar, so dass es im Fugenbereich von Industrieböden zu den in Tabelle 4-3 genannten Schäden kommen kann. [Loh-2012] 84

105 4.4 Fahrbahnoberflächen im Einsatzgebiet der Flurförderzeuge Tabelle 4-3: Schäden im Fugenbereich von Industrieböden [Czi-1999] Schadensbild Ausbrüche im befahrenen Bereich der Fugen Verkantungen der Bodenfelder (Höhenversprünge, Ausbrüche) Rissbildung im Estrich Schadensursache Verwendeter Beton kann die schlagenden Belastungen von hartbereiften Flurförderzeugen nicht aufnehmen; kein Schutz der Fuge mit Profilen. Ungenügend verdichteter Untergrund in Kombination mit einem Öffnen der Scheinfuge, so dass keine Querkraftübertragung mehr möglich ist und der Untergrund verschieden stark nachverdichtet wird. Scheinfugen von Estrich und Betonplatte stimmen nicht überein. Risse im Bereich der Fugendichtungsmassedichten der Betonplatte zu geringe Fugenbreite und/oder zu frühes Nachschneiden und Ver- starker Oberflächenverschleiß unzureichende Verdichtung der Übergangsschicht Bei Pflasterdecken ist zwischen Natursteinpflaster, umgangssprachlich bekannt als Kopfsteinpflaster, und Betonsteinpflaster zu unterscheiden, wobei im industriellen Bereich ausschließlich letztgenanntes zum Einsatz kommt. Betonverbundpflastersteine verhindern ein Verschieben der Steine durch horizontale Lasten. Die je nach Verbundtyp entstehenden Fugen (Horizontalverbund, Vertikalverbund) sind nicht ausschlaggebend für die Schwingungsanregung von Flurförderzeugen. Bei Betonsteinpflasterdecken darf nach DIN die Unebenheit auf einer 4 m langen Messstrecke wiederum nicht größer als 10 mm und die Höhendifferenz zwischen benachbarten Betonpflastersteinen nicht größer als 2 mm sein. Ebenso dürfen Abweichungen der Oberfläche von der Sollhöhe an keiner Stelle mehr als 20 mm betragen. Fugen müssen eine Breite von 3 5 mm und bei Steinen mit einer Nenndicke größer 120 mm eine Breite von 5 8 mm aufweisen [DIN 18318]. Die bei Pflasterdecken im Industriebreich relevanten und häufig auftretenden Schäden sind detailliert in Tabelle 4-4 dargelegt. Tabelle 4-4: Schäden in Pflasterdecken nach [Men-2009] Schadensbild Verdrückungen (Spurrinnen) Höhenunterschiede/Stolperkanten zwischen Pflastersteinen/-platten Unebenheiten herausstehende Einbauten gebrochene Pflastersteine/-platten Schadensursache Grundsätzlich falsche Auslegung der Konstruktion und hohe vertikale Last, die zum Versagen einer Schicht führt oder zu einer übermäßigen Nachverdichtung. unterschiedlich dicke Steine, ungleichmäßig verdichtete Bettung ungleichmäßig verdichtete Bettung ungleichmäßig verdichtete Tragschicht zu geringe Festigkeit/Dicke, Materialfehler, ungleichmäßiges Auflager Nachfolgend genannte Einzelhindernisse sind nicht auf Schädigungen im Fahrbahnbelag zurückzuführen, sondern zu unterschiedlichen Zwecken absichtlich baulich eingebracht. Herauszuheben sind die Muldenrinne, die Schlitzrinne und die Kasten- 85

106 4 Planung der Untersuchung rinne. Muldenrinnen sind grundsätzlich überfahrbar, sorgen aber für starke Erschütterungen, sind so nur in Zonen mit wenig oder langsam fahrendem Verkehr geeignet und in Betonausführung nach DIN 483 bei einer Muldentiefe von 30 mm meistens cm breit [DIN 483] (vgl. Abbildung 4-10 in gepflasterter Ausführung). Die Kastenrinne besitzt einen Rinnenkörper aus faserverstärktem Beton mit einer Abdeckung aus Gusseisen für höhere Belastungen und wird üblicherweise für die Entwässerung von Zufahrten und Plätzen sowie Anliegerstraßen eingesetzt, während die ca. 1 3 cm breite Schlitzrinne insbesondere bei Industrieanlagen verwendet wird [Men-2009]. Abbildung 4-10 zeigt den Aufbau der genannten Rinnen. Der Einbau der Rinnen erfolgt grundsätzlich 5 10 mm unterhalb der umgebenden Verkehrsfläche, damit das Wasser auch bei Nachsetzungen des Bodens noch abfließt [Men-2009]. Muldenrinne Schlitzrinne Kastenrinne t = 3 cm...b/ cm 10 cm b = cm Ø = 10 cm 10 cm Abbildung 4-10: Mulden- (links), Schlitz- (Mitte) und Kastenrinne (rechts) [Men-2009] Weitere typische Hindernisse in Industriebtrieben stellen Schienen dar, wobei es sich entweder um einen klassischen Bahnübergang oder um in die Straße eingelassene Schienen handelt. Bahnübergänge werden heutzutage hauptsächlich durch Gleiseindeckungssysteme, die auf vorhandene Gleise aufgebracht werden, realisiert [Fre-2008]. Technisch bedingt sollten auf der Schieneninnenseite mindestens 45 mm breite und 38 mm tiefe Spurrillen vorhanden sein [Fie-2012]. Als Richtwert für den Abstand der Schienenkopfinnenflächen und damit der Fugen dient die Normalspurweite von 1435 mm, welche von ca. 60 % aller Bahnen genutzt wird [Fie-2012]. Abschließend sei noch die Torschwelle als häufig auftretendes Hindernis erwähnt. Während bei innerbetrieblichen Toren selten ein Niveauunterschied existiert und somit nur die vorab erwähnten Fugen auftreten, sind vor allem im Übergang zum Außenbereich starke Höhenunterschiede die Regel, bei denen die Bodenbeläge durch den Einbau von Stahlprofilen gestützt werden. Diese Sprünge im Bodenprofil 86

107 4.5 Versuchsplan sind nicht genormt und können entsprechend in unterschiedlichen Höhen vorkommen. Zusammenfassend bleibt festzuhalten, dass industrielle Fahrbahnen, die den gültigen Normen genügen, auf einer Messstrecke von 4 m um maximal 10 mm abweichen dürfen. Diese Toleranz im Bereich der unregelmäßigen Unebenheiten wird augenscheinlich vor allem im Außenbereich jedoch öfters überschritten, was überwiegend auf Schäden der Fahrbahn zurückzuführen ist (z. B. Spurrillen). Diese Schäden stellen je nach Ausprägung zusammen mit den genannten Fugen und Sprüngen im Torbereich Einzelhindernisse dar, welche das Flurförderzeug in Schwingung versetzen. Es ist davon auszugehen, dass normalerweise eher ebene Fahrbahnen vorliegen, die durch Einzelhindernisse unterbrochen sind. 4.5 Versuchsplan Nachdem die zu untersuchenden Einflussfaktoren in Tabelle 3-1 sowie die Flurförderzeuge und die Fahrersitze festgelegt sind, ist ein Versuchsplan zu erstellen, um die Simulationsmodelle zum einen zielgerichtet modellieren und zum anderen die Berechnung und Auswertung effizient durchführen zu können. Im Vordergrund steht dabei in einer ersten Versuchsreihe die Identifikation der Haupteinflussfaktoren beim Status Quo aktueller Fahrzeugtypen, d. h. die in Kapitel 4.2 ausgewählten Flurförderzeuge werden in ihrer jeweiligen Konfiguration als Basis genommen. Im Rahmen dieser ersten Studie werden alle Einflussfaktoren aus Tabelle 3-1 berücksichtigt. Lediglich die Gewichtseinstellung des Fahrersitzes wird ausgeklammert, da diese zielgerichteter in einer sitzspezifischen Versuchsreihe unabhängig vom Flurförderzeug untersucht werden kann. Tabelle 4-5 gibt einen ersten Überblick über die konkret zu untersuchenden Einflussfaktoren und berücksichtigt dabei die Vorauswahl von Flurförderzeug und Fahrersitz in den vorangegangenen Kapiteln. Die Einflussfaktoren besitzen sowohl metrisches als auch nominales Skalenniveau und können teilweise innerhalb ihres Wertebereichs beliebig viele Werte annehmen. Sie können in fahrzeugunabhängige und fahrzeugabhängige Faktoren unterteilt werden. Zu erstgenannten sind neben dem Flurförderzeug selbst die Fahrtrichtung und der Fahrer zu zählen. Auch die Fahrbahn ist grundsätzlich unabhängig vom auf ihr fahrenden Flurförderzeug, wobei sich die Einsatzbereiche und damit Bodenbeschaffenheiten je Flurförderzeugtyp unterscheiden können. Alle weiteren Faktoren sind in ihrem Wertebereich abhängig vom jeweiligen Flurförderzeug, z. B. hinsichtlich der maximalen Nennlast und Fahrgeschwindigkeit, der typischen Bereifung als auch der verfügbaren Bauhöhe für den Sitz. Für die weiteren Betrachtungen wird es deswe- 87

108 4 Planung der Untersuchung gen als zweckmäßig gesehen, die drei Flurförderzeuge getrennt mit jeweils einem eigenen Versuchsplan gleicher Generierungsvorschrift zu untersuchen, um die Unabhängigkeit der resultierenden zehn Faktoren zu gewährleisten. Tabelle 4-5: Einflussfaktoren der ersten Versuchsreihen Nr. Einflussfaktor Wertebereich 1 Fahrzeugtyp Gabelstapler, Schubmaststapler 2 Fahrzeug EFG 20, DFG 35, EFM 14 3 Fahrbahnanregung beliebige Anregungen 4 Fahrtrichtung vorwärts, rückwärts 5 Fahrer leicht schwer [kg] 6 Last 0 Nennlast [kg] 7 Fahrgeschwindigkeit 0 Maximalfahrgeschwindigkeit [km/h] fahrzeugunabhängig fahrzeugabhängig 8 Neigung Hubgerüst min max [ ] 9 Reifen: Steifigkeit Bereich um übliche Steifigkeit [N/m] 10 Reifen: Dämpfung Bereich um übliche Dämpfung [N s/m] 11 Kabinenlagerung vorhanden, nicht vorhanden 12 Sitz MSG 20, MSG 65, MSG 85 Gleichzeitig ist bei einer solch hohen Anzahl an Faktoren eine sinnvolle Wahl der Faktorstufen g (mit g 1,..., G) innerhalb ihres Wertebereichs zu wählen, um zum einen den Berechnungsaufwand zu begrenzen und zum anderen die Anzahl der Versuche überhaupt beherrschbar zu machen. Mit nur zwei Stufen je Faktor kann bestimmt werden, welche der Faktoren hauptsächlich Einfluss nehmen, wie groß ihre linearen Effekte auf die Zielgröße sind und welche Stufeneinstellung zu günstigen Zielgrößen führen [Kle-2011, S. 23]. Dieser Ansatz G 2 wird im Rahmen der ersten Versuchsreihe verfolgt. Bei der Wahl der Stufen wird auf einen genügend großen Abstand zwischen den Stufen geachtet, um potentiell auftretende Effekte abbilden zu können. Im Normalfall folgt die Stufenwahl der Einstellung gering und hoch. Tabelle 4-6 hält das Ergebnis der Faktorstufenwahl fest, das im Folgenden näher erläutert wird. Es ist davon auszugehen, dass ohne eine ausreichend starke Anregung des Fahrzeugs durch die Fahrbahn keine Schwingungen auftreten und somit keine Belastung auf den Fahrer wirkt. Deswegen ist auch in der Einstellung gering auf eine wahrnehmbare Anregung des Fahrzeugs Wert zu legen. Als Anregungsart bietet sich die Schwellenüberfahrt als ein Stellvertreter der identifizierten sog. Einzelhindernisse an. Die Höhe der Schwelle ist fahrzeugspezifisch festzulegen, da unterschiedlich große Reifendurchmesser und -beschaffenheiten vorliegen (Tabelle 4-7). Als Szenario wird 88

109 4.5 Versuchsplan die gerade Fahrt über eine 25 m lange Teststrecke mit zwei gleich hohen Schwellen gewählt, was sich bei der Bestimmung eines fahrzeugspezifischen Schwingungswerts gemäß [DIN EN 13059] bewährt hat und in Kapitel näher erläutert wird. Die Fahrtrichtung wird hierbei zwischen vorwärts und rückwärts 19 variiert. Tabelle 4-6: Fahrzeugabhänge Wahl der Faktorstufen Nr. Einflussfaktor Stufe 1 Stufe 2 3 Fahrbahnanregung kleine Schwelle große Schwelle 4 Fahrtrichtung vorwärts rückwärts 5 Fahrer leicht schwer 6 Last 0,2 m nenn 0,8 m nenn 7 Fahrgeschwindigkeit 0,4 v max 0,9 v, Fahr max 8 Neigung Hubgerüst 0,1 max 0,9 max 9 Reifensteifigkeit 1,0 c Reifen, grund 1,4 c, Reifen grund 10 Reifendämpfung 1,0 d Reifen, grund 2,0 d, Reifen grund 11 Kabinenlagerung vorhanden nicht vorhanden 12 Sitz kleine Baugröße große Baugröße Beim Fahrer wird zwischen einer leichten und einer schweren Person unterschieden. Die Zuordnung der Körpergewichte erfolgt im Zuge der Modellierung in Kapitel (Tabelle 5-5). Transportierte Last und Fahrgeschwindigkeit werden in Abhängigkeit der Nennlast m nenn und der Maximalfahrgeschwindigkeit v max gesetzt. Das Hubgerüst wird entsprechend der Fahrsituation in Richtung Kabine geneigt. Als Bezugsgröße wird der maximal mögliche Neigungswinkel max des Flurförderzeugs herangezogen. Der errechnete Stellweg durch den Hydraulikzylinder dient dabei als Eingangsparameter. Beim Reifen erscheint es zielführend, sich am Status Quo der Grundausstattung der Flurförderzeuge zu orientieren und diese Reifen hinsichtlich größerer Steifigkeit und Dämpfung zu variieren. Beide Größen sind dabei unabhängig zu sehen, d. h. die Reifenparameter sind jeweils so einzustellen, dass sich z. B. bei erhöhter Steifigkeit die Dämpfung nicht ändert, wenn es die Faktorstufe nicht vorsieht. Das Reifenmodell muss somit eine Parametrierung dieser Größen zulassen. Beide Gabelstapler verfügen bauseits über eine Kabinenlagerung durch unterschiedliche Gummilager bzw. Gummipuffer. In der Faktorstufe vorhanden sind die Simulationsmodelle mit entsprechenden elastischen Lagerstellen versehen, wobei sich die Kenngrößen aus den real verbauten Lagerelementen ergeben. In der zweiten Faktorstufe nicht vorhanden werden die Bauteile starr miteinander gekoppelt. Der Schubmaststapler EFM 14 verfügt über keine Kabinenlagerung, somit entfällt für ihn dieser Faktor im Rahmen der Versuchsreihe. Bedingt durch die Platzverhältnisse in 19 Zur verwendeten Bezeichnung der Fahrtrichtung beim Schubmaststapler vgl. Kapitel

110 4 Planung der Untersuchung der Kabine können nicht alle Sitze auf jedem Flurförderzeug zum Einsatz kommen. Die in Tabelle 4-7 getroffene Zuordnung zu den Faktorstufen orientiert sich am verfügbaren Bauraum und dem gängigem Einsatz auf den Flurförderzeugen. Tabelle 4-7: Faktorstufen Fahrbahn und Sitz nach Flurförderzeug Nr. Einflussfaktor EFG 20 DFG 35 EFM 14 1 Fahrbahn (Schwellenhöhe) 4 mm, 9 mm 6 mm, 11 mm 2 mm, 7 mm 9 Sitz MSG 20, MSG 65 MSG 65, MSG 85 MSG 20, MSG 65 Es ist zu erwarten, dass die Berechnung einer Faktorstufenkombination eine Rechenzeit zwischen Minuten erfordert. Bei einer automatisierten Erstellung der Simulationsläufe, Berechnung und Auswertung ist die Rechenzeit somit kein ausschlaggebendes Kriterium bei der Generierung des Versuchsplans. Der Einsatz von sog. Screening Versuchsplänen, bei denen dank spezieller Generierungsvorschriften nicht alle Faktoren gegeneinander variiert werden müssen [Sie-2010, S ], ist nicht erforderlich. Es wird deswegen ein vollständig faktorieller Versuchsplan für jedes Fahrzeug erstellt, so dass sich für die Gabelstapler EFG 20 und DFG 35 m Fak = 10 2 = 1024 und für den Schubmaststapler m Fak = 9 2 = 512 Faktorstufenkombinationen ergeben. Damit stehen ausreichend Gleichungen zur Verfügung, um die Haupteffekte samt aller möglichen Wechselwirkungen innerhalb eines Fahrzeugs zu untersuchen. Störgrößen sind bei der Berechnung nicht zu erwarten, da alle nicht zu verändernden Parameter konstant gehalten werden. Eine Berechnung eines Szenarios mit denselben Parametern hat stets dasselbe Ergebnis zur Folge. Eine Streuung auf Grund nicht zu beeinflussender Faktoren liegt nicht vor. Auf eine Wiederholung einer Simulation mit gleichen Parametern zur Erzielung von K 1 Beobachtungswerten kann somit verzichtet werden ( K 1). Damit entspricht die Anzahl N der Versuche bzw. der Simulationsläufe der Anzahl der Faktorstufenkombinationen m Fak. Für die erste Versuchsreihe sind somit N = 2560 Simulationen durchzuführen. Sind die Haupteffekte identifiziert, werden diese in weiteren Versuchsreihen näher untersucht. Hierbei wird die Anzahl der Faktorstufen erhöht, so dass auch explizit untersucht werden kann, ob nur der angenommene lineare Einfluss oder ein Einfluss höherer Ordnung vorliegt. Auch für diese Fälle wird ein vollständig faktorieller Versuchsplan erstellt, der detailliert im weiteren Verlauf der Arbeit in Kapitel 7.2 dargelegt wird. Selbst wenn in der ersten Versuchsreihe Fahrer und Sitz im Zuge der Gesamtfahrzeugsimulation mit aufgenommen sind, ist es sinnvoll, diese nochmals losgelöst 90

111 4.5 Versuchsplan vom Fahrzeug zu untersuchen und die Sitze über einen definierten Zeitraum mit fahrzeugtypischen Erregerschwingungen zu beaufschlagen. Dabei kann der noch offenen Fragestellung nach dem Einfluss der Gewichtseinstellung nachgegangen werden, die gegenüber dem Fahrergewicht variiert wird. Es ergibt sich das in Tabelle 4-8 dargestellte Untersuchungsspektrum für das Fahrer-Sitz-System. Tabelle 4-8: Untersuchungsspektrum Fahrer-Sitz-System Nr. Einflussfaktor Faktorstufen 1 Fahrer leicht, mittel, schwer 2 Sitz MSG 20, MSG 65, MSG 85 3 Gewichtseinstellung leicht schwer in 5 kg Abstufung 91

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113 5 Modellbildung der Flurförderzeuge Auf Basis der in Kapitel dargelegten Überlegungen erfolgt die Erhebung der Daten mit Hilfe der Mehrkörpersimulation. Zu Beginn wird in Kapitel 5.1 eine kurze Einführung in die Theorie der Mehrkörpersimulation gegeben sowie die Vorgehensweise bei der Erstellung der Mehrkörpermodelle dargelegt. Auch wenn die untersuchten Flurförderzeuge bauliche Differenzen aufweisen, so kann bei der Modellerstellung in vielen Bereichen auf gleiche Modellierungsprinzipien zurückgegriffen werden. Die Modellbildung dieser Teilkomponenten wird in Kapitel 5.2 beschrieben. Anschließend folgt der Aufbau der einzelnen Simulationsmodelle der Flurförderzeuge in Kapitel Mehrkörpersimulation Mehrkörpersysteme Ein Mehrkörpersystem ist die physikalische Beschreibung eines technischen Systems durch Körper und deren Verbindungen. Mehrkörpersysteme bestehen im Allgemeinen aus massebehafteten starren oder elastischen Körpern, masselosen Bindungs- und Koppelelementen sowie weiteren von außen eingeprägten Kräften (Abbildung 5-1). Die Bindungs- und Koppelelemente können an diskreten Punkten Einzelkräfte und -momente verursachen. Die Starrkörper sind durch die Lage ihres Schwerpunkts und ihre Masseeigenschaften bestimmt. [Sch-2004] Gelenk Dämpfer Körper elastisch Körper starr Körper starr Körper starr Kontakt Umwelt Feder Abbildung 5-1: Prinzipskizze eines Mehrkörpersystems In Abhängigkeit der verwendeten Körper kann eine Unterscheidung zwischen starren, elastischen und hybriden Mehrkörpersystemen getroffen werden. Während star- 93

114 5 Modellbildung der Flurförderzeuge re Mehrkörpersysteme lediglich aus Starrkörpern bestehen, setzen sich elastische Mehrkörpersysteme ausschließlich aus Einzelkörpern zusammen, die sich selbst verformen können. Eine Kombination aus beiden stellt das hybride Mehrkörpersystem dar, welches sowohl Starrkörper als auch elastische Kontinua enthält und von Schiehlen und Eberhard auch als flexibles Mehrkörpersystem bezeichnet wird [Sch- 2004, S. 8]. Dies reduziert die Abbildung elastischer Körper auf die relevanten Bereiche und befriedigt die Forderung nach geringst möglichem Aufwand bei maximaler Transparenz und Wirklichkeitsnähe des Systems im Hinblick auf die Problemstellung [Pfe-1992]. Eine gängige Methode zur Vereinfachung von elastischen und hybriden Modellen ist die Diskretisierung elastischer Körper in endliche starre Abschnitte, welche durch Federkräfte und -momente gekoppelt werden. Gängige Bindungselemente schränken je nach Wertigkeit eine bestimmte Anzahl an Freiheitsgraden zwischen zwei Körpern oder dem Körper und der Umwelt explizit ein. Im Normalfall stehen diesen Bindungselementen reale technische Umsetzungen wie Scharniere oder Kugelgelenke gegenüber. Während holonome Bindungen die relative Lage der Körper zueinander festlegen, schränken nichtholonome Bindungen ausschließlich die Geschwindigkeit ein [Sch-2004]. Koppelelemente zwischen zwei Körpern übertragen Kräfte und werden von Rill und Schaeffer auch als elastische Verbindungselemente bezeichnet [Ril-2010]. Gängige Beispiele sind Feder-Dämpfer-Elemente oder Kontaktformulierungen. Es handelt sich letztendlich stets um Kraftformulierungen zwischen zwei Punkten eines Körpers mit vorgegebenen Wirkrichtungen Kinematische Struktur und Bewegungsgleichungen Die kinematische Struktur eines Mehrkörpersystems ist im Allgemeinen durch die Anzahl der Starrkörper n K, die Anzahl der Gelenke n G sowie deren jeweilige Freiheitsgrade f Gi festgelegt. Da Gelenke die relative Lage zweier Starrkörper zueinander einschränken, sind Zwangsbedingungen für diese gesperrten Freiheitsgrade zu formulieren [Sch-2004]. Die Anzahl r aller Zwangsbedingungen eines Mehrkörpersystems errechnet sich bei räumlicher Betrachtung folglich zu: r n G 6 fgi (5-1) i 1 Die Anzahl System f der unabhängigen verallgemeinerten Freiheitsgrade des Mehrkörpersystems kann somit nach dem Grübler-Kutzbach-Kriterium [Grü-1917; Wal-2004] wie folgt bestimmt werden. 94

115 5.1 Mehrkörpersimulation n G f 6 n r 6 n 6 f System K K gi i 1 (5-2) Das Grübler-Kutzbach-Kriterium setzt jedoch voraus, dass keine redundanten Lagerreaktionen im Modell enthalten sind. Ist dies der Fall, bestimmt sich die tatsächliche Anzahl der Freiheitsgrade f tat mit der Anzahl der redundanten Bindungen n red nach [Ril-2010] zu: n G f 6 n r n 6 n 6 f r tat K red K Gi red i 1 (5-3) Redundante Bindungen sind bei der Modellierung zu vermeiden, auch wenn die eingesetzte Software MSC.ADAMS diese erkennt und aus den Gleichungen eliminiert. Um die Bewegungsgleichungen für Mehrkörpersysteme aufzustellen existieren in Abhängigkeit der Komplexität des zu Grunde liegenden Systems unterschiedliche Prinzipien. Hängen die äußeren Kräfte nicht von Reaktionskräften im System ab, spricht man von idealen Systemen. Schielen und Eberhard unterteilen diese idealen Systeme weiter in gewöhnliche Mehrkörpersysteme mit proportional-differentiellem Verhalten der äußeren Kräfte und ausschließlich holonomen Bindungen und in allgemeine Mehrkörpersysteme, die diese beiden Bedingungen nicht erfüllen. Während für erstgenannte die Bewegungsgleichungen mit den Newton-Eulerschen- Gleichungen gebildet werden können, wenden sie für die allgemeinen Mehrkörpersysteme das Prinzip von Jourdain an. Bei nichtidealen Systemen sind die äußeren Kräfte auch von den Reaktionskräften abhängig, was z. B. bei Reibungskräften der Fall ist und eine Kopplung der Bewegungs- und Reaktionsgleichungen zur Folge hat. [Sch-2004] Die Mehrkörpersimulationssoftware MSC.ADAMS formuliert die Bewegungsgleichungen für alle freigeschnittenen Starrkörper nach den Lagrangeschen Gleichungen zweiter Art in Körperkoordinaten, was zu einem differenziell-algebraischen Gleichungssystem führt. In der einfachsten Form lauten diese nach [McC-1998; Neg- 2004]: d L L dt q q T q Q (5-4) Dabei steht L als Differenz von kinetischer und potentieller Energie für die sog. Lagrange-Funktion und q für die Spaltenmatrix der generalisierten Lagekoordinaten. Mit q werden die Richtungen der Reaktionskräfte der Bindungsgleichungen q 95

116 5 Modellbildung der Flurförderzeuge abgebildet, während die zugehörigen Lagrange Multiplikatoren enthält. Alle äußeren aufgeprägten Kräfte und Momente finden sich in der Spaltenmatrix Q, die Gravitationskräfte wiederum sind in berücksichtigt. Wie auch Biermann im Rahmen L q dqi seiner Arbeit vorstellt führt die Substitution u dt i 0 mit der Geschwindigkeit u der Starrkörper zu einem System von Differenzialgleichungen 1. Ordnung: r dii Ei j Fi j 0 dt q q i 1,,6 n K j 1 i (5-5) dii Die zeitliche Ableitung des Impulses ist als Trägheitskraft der translatorischen dt Koordinaten interpretierbar, während in der partiellen Ableitung der Energie E i nach der Position q i die aus Potentialen stammenden Kräfte wie Gewichtskräfte oder Federkräfte enthalten sind. Die äußeren eingeprägten Kräfte werden wiederum durch F i repräsentiert. Die aus den r Zwangsbedingungen resultierenden Reaktionskräfte werden auch hier durch den Lagrange Multiplikator j in ihrem Betrag und j durch die partielle Ableitung der Bindungsgleichung q i in ihrer Richtung beschrieben. [MSC-2003; Bie-2010] Auf die Erstellung eines stark vereinfachten Ersatzmodells für ein Flurförderzeug und die Ableitung der Bewegungsgleichungen sei an dieser Stelle verzichtet. Stattdessen wird auf das von Schmalzl erstellte einfache analytische Modell eines Schmalgangstaplers mit Hilfe der Lagrangeschen Gleichung verwiesen [Sch-2006]. Zur Lösung der differenziell-algebraischen Gleichungssysteme stellt das Programm MSC.ADAMS unterschiedliche Integratoren zur Verfügung, welche entweder auf der impliziten oder expliziten Gleichungsform beruhen. Da mit einem numerisch steifen System zu rechnen ist, wird der GSTIFF-Integrator verwendet [Gea-1971]. Dieser basiert auf dem Rückwärtsdifferenzenverfahren (Backward Differentiation Formula, BDF), welches zu der Gruppe der Mehrschrittverfahren gehört, die sich die grundlegenden Idee zu eigen machen, Informationen aus weiter zurückliegenden Integrationsschritten zu nutzen. Gleichzeitig handelt es sich bei dem GSTIFF-Integrator um ein Prädiktor-Korrektor Verfahren. Der Prädiktor stellt dem iterativ arbeitenden Korrektor Startwerte zur Verfügung, die bereits nah an der Lösung des Anfangswertproblems liegen, während der Korrektor das nichtlineare Gleichungssystem löst [MSC-2010b] Vorgehen bei der Erstellung der Mehrkörpersysteme Da die Mehrkörpersimulation genutzt wird, um die in Tabelle 3-1 genannten Einflussfaktoren auf die Vibrationsexposition zu untersuchen, können aus dieser Aufstellung die Anforderungen an die Mehrkörpermodelle abgeleitet werden. Es sind die unter- 96

117 5.1 Mehrkörpersimulation schiedlichen baulichen Parameter des Flurförderzeugs genannt, welche im Modell hinreichend genau abzubilden sind und die Möglichkeit einer Variation zulassen. Um die resultierenden Belastungen des Fahrers zu ermitteln, sind entsprechende schwingungsfähige Modelle für Sitz und Fahrer zu integrieren. Eine Untersuchung der Anregung durch Bodenunebenheiten, die explizit Stoßbelastungen durch die Überfahrt scharfkantiger Hindernisse einschließen, bedingt die Notwendigkeit von geeigneten Straßen- und Reifenmodellen. Grundsätzlich ergibt sich die Erfordernis, Vibrationen in einem Frequenzbereich von mindestens 0,5 80 Hz berechnen zu können. Nach Dresig kann der Modellierer entweder eine induktive oder eine deduktive Modellbildungs-Strategie verfolgen. Während bei der induktiven Modellbildung ein Minimalmodell als Ausgangspunkt mit einer kleinen Anzahl an Freiheitsgraden schrittweise unter Berücksichtigung von Berechnungs- und Messergebnissen gemäß den Anforderungen erweitert wird, folgt die deduktive Modellbildung dem Weg vom allgemeinen (überdimensionalen) Modell zum speziellen (einfachen, adäquaten) Modell. Im letzteren Fall werden im Startmodell alle physikalischen Effekte berücksichtigt, von denen man meint, daß sie von Einfluß auf das Ergebnis sein könnten. Die somit möglichen unwesentlichen Einflussgrößen verkomplizieren das Modell unnötig und führen zu umfangreichen Gleichungen. [Dre-2006] Im Rahmen der vorliegenden Arbeiten erfolgt die Modellbildung auf Basis der eingangs genannten Anforderungen, d. h. es liegen Annahmen über die möglichen Einflussfaktoren vor. Zudem erfolgt vorab ein fachlicher Austausch mit Experten, so dass u. a. bekannt ist, dass bestimmte Bauteile nicht als starr angenommen werden können und dass das Hubgerüst mit Spiel zu modellieren ist, um z. B. das Springen des Gabelträgers bei Fahrten ohne Last abbilden zu können. Auf Basis dieses Wissens wird die deduktive Modellbildungs-Strategie gewählt. Dies bedeutet jedoch nicht, dass das komplette Modell aufgebaut und dann erst getestet wird, sondern es werden die in Abbildung 5-2 gezeigten Entwicklungsschritte in sich steigernder Komplexität durchlaufen, um Modellierungsfehler früh zu erkennen und zu beseitigen. 97

118 5 Modellbildung der Flurförderzeuge Problemstellung Validierung Ergebnis Verifikation Berechnung mechanisches Modell konzeptionelles Modell Verifikation Simulationsmodell mathematisches Modell Abbildung 5-2: Schritte zur Berechnung eines Mehrkörpersystems Auf Basis der genannten Problemstellung bzw. der abgeleiteten Aufgabenstellung und der sich damit für das Modell ergebenden Anforderungen wird das mechanische Modell aufgebaut. Bei Mehrkörpermodellen ist dies die hinreichend genaue physikalische Beschreibung des technischen Systems durch (starre und elastische) Körper und deren Verbindungselemente sowie äußere Kräfte und Momente. Das mechanische Modell selbst kann in zwei Entwicklungsstufen unterteilt werden. Den Anfang bildet das konzeptionelle Modell, welches den Aufbau des Modells auf theoretischer Ebene meist in Form von Skizzen oder einzelnen Kraftformulierungen beschreibt. Darauf aufbauend wird mit entsprechender Software das Simulationsmodell als ablauffähiges Modell erstellt, um mit ihm weitere Experimente durchführen zu können. Gemäß Kapitel wird das Softwarepaket ADAMS der Firma MSC-Software Corporation verwendet, wobei die Modellerstellung im sog. Preprocessor ADAMS/View erfolgt. Das konzeptionelle Modell ist gegenüber der Realität (Problemstellung) und das Simulationsmodell gegenüber dem konzeptionellen Modell zu verifizieren (vgl. Kapitel 6.1). Anhand des Aufbaus des mechanischen Modells, d.h. der Verbindung von starren und elastischen Körpern mit Koppel- und Bindungselementen, werden die Bewegungsgleichungen des Systems nach Formel (5-4) abgeleitet. Resultat ist das mathematische Modell in Form von differenziell-algebraischen Gleichungssystemen, welches wie in Kapitel beschrieben durch numerische Integration mit dem sog. Solver berechnet wird. Im Normalfall übernimmt der Solver die Erstellung der Bewegungsgleichungen aus dem Simulationsmodell. Dafür bereitet die Software, in der das Simulationsmodell erstellt wird, im Rahmen des sog. Preprocessings das Modell in einer solchen Form auf, dass es vom Solver weiterverarbeitet werden kann. 98

119 5.2 Modellierung gemeinsamer Teilkomponenten Als Ergebnisse der Berechnung liegen die einzelnen Kräfte sowie Position, Geschwindigkeit und Beschleunigung der einzelnen Körper für jeden Zeitschritt vor. Üblicherweise werden weitere Zustandsgrößen besonderer Verbindungselemente wie z. B. die Verformung einer Feder in der Ergebnisdatei abgelegt. Mit Hilfe einer geeigneten Software werden im Postprocessing die Ergebnisse visualisiert und aufbereitet (vgl. Kapitel 4.1.2, Software DIAdem der Firma National Instruments). Anhand der vorliegenden Berechnungsergebnisse des Simulationsmodells ist dieses gegenüber der Realität zu validieren (vgl. Kapitel 6.2). 5.2 Modellierung gemeinsamer Teilkomponenten Unabhängig vom jeweiligen Gesamtfahrzeugmodell wird folgend in Anlehnung an die Erstveröffentlichung des zu Grunde liegenden Forschungsprojekts in [Gün-2011] auf die Modellierung einzelner gemeinsamer Teilkomponenten eingegangen. Wichtige Punkte sind hierbei die Abbildung von Reifen (Kapitel 5.2.1) und Fahrbahn (Kapitel 5.2.2) sowie des Mensch-Sitz-Systems (Kapitel und Kapitel 5.2.4). Anschließend erfolgt eine genauere Betrachtung des Hubgerüsts (Kapitel 5.2.5) sowie weiterer Komponenten der Fahrzeugstruktur (Kapitel und Kapitel 5.2.7), um abschließend auf die Bestimmung der Fahrzeugmassen einzugehen (Kapitel 5.2.8) Reifen Bei einer fahrdynamischen Betrachtung nehmen die Reifen als einzige Schnittstelle zwischen Fahrzeug und Boden eine Schlüsselstellung ein. Indem sie Kräfte und Momente, die durch das Beschleunigen, Bremsen, Kurvenfahren, Eigen- und Lastgewicht entstehen, zwischen Fahrzeug und Boden übertragen, bestimmen sie maßgeblich die Leistungsfähigkeit, die Sicherheit und den Komfort des Fahrzeugs. Die Bereifung von Flurförderzeugen kann nach VDI 2196 gemäß ihrer Bauart in Luftreifen, Solidreifen (auch unter dem Namen Superelastikreifen bekannt), Vollgummireifen und Polyurethanreifen eingeteilt werden [VDI 2196]. Bei den zu untersuchenden Gabelstaplern kommen ausschließlich Superelastik- und beim Schubmaststapler Polyurethanreifen zum Einsatz, weshalb die Modellbildung auf diese beiden Reifentypen beschränkt wird. Superelastikreifen bestehen aus mehreren radialen Schichten unterschiedlicher Gummimischungen, welche zur Einstellung verschiedener Eigenschaften dienen (Abbildung 5-3). Während die innere Schicht den festen Sitz auf der Felge herstellt, werden durch die hochelastische Zwischenschicht Rollwiderstand und Schwingungskomfort gezielt beeinflusst. Der außen liegende Laufstreifen beinhaltet das 99

120 5 Modellbildung der Flurförderzeuge Profil und gibt die Abriebfestigkeit vor. Historisch sind die Superelastikreifen aus voll ausgefüllten Luftreifen zur Vermeidung von Luftverlust entstanden. Die geringere Einfederung bei Lastaufnahme ist günstig für die Verwendung bei Gabelstaplern. Da Reifen, die auf öffentlichen Straßen gefahren werden dürfen, ein bestimmtes Mindestarbeitsvermögen besitzen müssen, verfügen alle Superelastikreifen über eine sog. 60-Joule-Leiste, deren Oberkannte die maximale Abfahr- und Nachschneidegrenze darstellt [VDI-2011]. Laufstreifen hochelastische Zwischenschicht 60-Joule-Leiste Flankenschutz Haltewulst Felge Boden Drahtkern Abbildung 5-3: Seitenansicht und Aufbau eines Superelastikreifens nach [Con-2008] Bei den im Rahmen dieser Arbeit betrachteten Polyurethanreifen wird der weichelastische Bandagenwerkstoff Polyurethan entweder direkt auf die Felge aus Stahl bzw. Gusswerkstoff beschichtet oder als auswechselbare Laufbelagsbandage hergestellt, die vor allem im amerikanischen Markt anzutreffen ist [Dol-2011]. Durch die höhere Materialsteifigkeit und den einschichtigen, flachen Aufbau resultiert eine noch geringere Einfederung bei Lastaufnahme im Vergleich zu den Superelastikreifen. Entsprechend geringer ist jedoch auch die Dämpfung, weswegen Polyurethanreifen im Normalfall ausschließlich in Hallen mit befestigten Industriefußböden zum Einsatz kommen. Bekannt sind diese Reifen u. a. unter dem Namen Vulkollan -Reifen. Hierbei handelt es sich jedoch um ein Produkt der Bayer MaterialScience AG. Auch wenn umgangssprachlich die Bezeichnung Rollen für Polyurethanreifen verbreitet ist, wird im Rahmen dieser Arbeit der einheitliche Begriff Reifen verwendet Auswahl des Reifenmodells In dynamischen Simulationen wird der Reifen zunehmend als eigenständiges Objekt betrachtet, wobei sich der Modellierer meist existierender Reifenmodelle bedienen kann, die über definierte Schnittstellen in die Simulationsumgebung integriert werden. Aufgabe des Reifenmodells ist es sozusagen in Form einer Black Box in der Simulation die Reifenkräfte und -momente zu berechnen. Als Eingangsgrößen dienen die Position und die Orientierung der Felgenmitte sowie die Translations- und Winkelgeschwindigkeit der Felge. Zudem erhält das Reifenmodell Informationen 100