CN101243362B

CN101243362B - 用于机械液压系统的控制方法和控制器

Info

Publication number: CN101243362B
Application number: CN2006800301638A
Authority: CN
Inventors: 乔治·凯恩特泽尔; 格诺特·格莱布梅尔; 库尔特·施拉切尔
Original assignee: Siemens VAI Metals Technologies GmbH and Co
Current assignee: Clecim France SAS
Priority date: 2005-08-17
Filing date: 2006-06-29
Publication date: 2011-11-16
Anticipated expiration: 2026-06-29
Also published as: RU2411402C2; UA93514C2; ATE499641T1; ES2360877T3; AT502348A2; RU2008110065A; SI1915650T1; EP1915650A1; AT502348B1; DE502006008950D1; EP1915650B8; BRPI0614982A2; CN101243362A; CA2618143A1; MX2008002059A; WO2007020126A1; EP1915650B1; AT502348A3; US8099196B2; US20080243274A1

Abstract

用于机械液压系统的控制方法和控制器，所述机械液压系统具有自由度给每个液压促动器，作为受控环节，且具有用于测量液压缸(3)的压力p_h的测量传感器(6)和用于测量液压缸(3)的活塞的位置x_h的测量传感器(8)，其中控制单元被提供有输入量：液压压力p_h和液压促动器位置x_h，在控制单元内实施了用于确定液压系统的额定压力和液压促动器(3)的速度v_h的观测器，且在控制器的控制法则中在控制中考虑额定压力且液压促动器(3)的速度v_h作为阻尼可联接到控制。

Description

用于机械液压系统的控制方法和控制器

技术领域

本发明涉及用于机械液压系统的控制方法，所述机械液压系统具有自由度给每个液压促动器，作为受控环节，以及用于实施该方法的设备。

背景技术

带有(机械)自由度的机械液压系统，即其中例如带有自由度的机械部分(载荷系统)通过液压缸(促动器)操纵的系统，在实践中具有最多种构造，例如作为绞车的笼形镇压器，作为轧机组的两个机架之间的环状升降机或作为轧机组的机架的液压调整件，但也用在一般的应用中，例如定位台、振动台等。这些系统的一般性在于它们由于液压缸内的油柱或载荷系统内的其他弹性元件而原则上是会振荡的。作为一般有效性的代表而非限制的例子在此是如下的应用，例如液压线性缸移动可旋转地支承的质量，例如笼形镇压器，环状升降机等。在这样的系统中，由于起到弹簧作用的液压油柱而具有显著的振荡行为。这表现为在频率响应的特定位置处整个系统的不希望的振荡倾向。其中出现的谐振频率基本上由机械系统的等效质量、几何关系以及所出现的例如油柱的可压缩性和/或轧机机架的弹性等的弹性的等效弹簧刚度来决定。对于这样的带有显著的谐振频率的系统，典型的是它们在外部调节作用下趋向于(有阻尼的)振荡。在例如在其目的是移动到新的工作点或调节外部引起的干扰的控制过程中，该振荡在控制过程中导致极不希望的物理变量瞬态变化。在以上所述的例子中，环形升降机影响了传送带张力波动，而带钢张力波动又导致传送带的不希望的收缩。在笼形镇压器的情况中，该笼形镇压器的压力波动可能在传送带上导致由于压入引起的表面损坏。

在实际实践中，因此控制器经常设置得很缓慢，以将这些不希望的振荡激励保持得尽可能低。从标准文献中已知的可能性是使用所谓的“陷波滤波器”，即窄带带阻滤波器，其目的是通过有目的地“遮挡”在待控制的系统的谐振频率周围的频率范围而避免在控制量中由于控制器引起的振荡激励。此方法的严重缺点，特别是在所提及的应用中，是这样的事实，即，即使控制器自身避免了振荡激励但机械系统的特征保持不变，且由外部介入的不可检测的干扰依旧导致系统振荡。谐振频率也依赖于所选择的工作点。

但具有严重影响的是在这样的系统中，如所提及的，通常具有非线性行为。已知的例如使用“陷波滤波器”的方法是线性控制技术的方法，且在非线性系统中仅在工作点附近有效，在该工作点附近将非线性环节通过线性系统近似。但直接显见的是，例如在液压线性驱动器中，随着液压驱动器的活塞位置的变化和因此导致的油柱的变化，谐振频率也改变。在以上所述的方法中存在选择很宽的陷波滤波器的可能性，这又明显地限制了整个系统的动态特性。

发明内容

本发明的任务是开发控制方法以及控制器，它们使带有自由度给每个液压促动器的机械系统，即一般的非线性整体系统，在整个工作范围内稳定，且同时改进机械-液压系统的振荡行为，且特别是通过引入主动阻尼来降低机械系统的振荡倾向。

此任务对于控制方法而言通过根据本发明的用于机械液压系统的控制方法的特征解决，而对于控制器而言通过根据本发明的用于机械液压系统的控制器的特征解决。在控制方法中，在控制(例如位置控制)中考虑液压系统的额定压力

优选地作为项考虑，和/或在控制中将液压促动器的速度vh，例如液压缸的活塞速度考虑为阻尼，例如与一般函数C₃例如通过阻尼系数k_d组合(即联接到控制(带有可参数化的附加阻尼的作用))，其中额定压力

和/或液压促动器速度v_h通过观测器确定。

根据本发明的控制器具有用于测量液压系统的压力p_h，例如液压缸的压力，的测量传感器，和用于测量液压促动器的位置x_h，例如液压缸活塞的位置，的测量传感器，且其特征在于，将液压压力p_h和液压促动器位置x_h提供给控制单元作为输入变量，其中在控制单元内实施了用于确定额定压力

和/或液压促动器速度v_h的观测器，且在控制器的控制法则中在控制中考虑额定压力

优选地作为

的项考虑，和/或将液压促动器的速度v_h考虑为阻尼，即与一般传递函数C₃组合(例如在最简单的情况中是比例项k_d)(大约可联接到控制)。另外可设计为：将所测量到的液压促动器的、相对于包围液压介质的容器(例如液压缸外壳)的加速度(在控制中与一般传递函数C₄组合)联接到控制，所述液压介质施加力到液压促动器上。

因此不需要直接测量

或v_h，但如果存在这样的测量当然可以使用之。

在本发明中，可以仅将液压系统内的额定压力

或仅将液压促动器的速度v_h引入到控制中，或可以将两个量都引入到控制中。

此控制方法以及控制器不依赖于控制量，例如位置或压力(或者说调节力)，的选择地稳定带有自由度的整个机械液压系统。另外，此控制方法以及控制器通过以合适的方式从会振荡的系统中抽走能量，而能有效地为该系统施加阻尼。因此，此控制方法以及控制器主动地降低了被控制系统的振荡倾向，或者说理想地进一步抑制了系统的振荡。控制方法提供了以不同的表现在系统内引入主动阻尼的可能性，因此也可以灵活地设定系统的有效阻尼。

此外控制方法突出的是特别鲁棒性。即使在物理情况变化时，例如液压油柱可压缩性的变化，以及在液压促动器内出现一定的泄漏时，控制器也可以可靠地在整个单独地由机械构造限制的范围内稳定整个系统(载荷系统+液压器件)。因此，有效地降低或避免了不希望的控制量变化，例如在轧钢厂中的传送带张力或传送带上的力的变化，而这些变化将表现在质量损失中。

进一步地，通过引入的主动阻尼而优化的控制回路可以明显更快地被调节，这又能导致质量改进和生产提高，因为一方面可以更快速地且因此更有效地调整干扰，另一方面更快速地达到额定值。

总之，本发明提供了一种用于机械液压系统的控制方法，所述机械液压系统具有自由度给每个液压促动器，作为受控环节，其特征在于：在控制中考虑所述液压系统的额定压力

并且，将所述液压促动器(3)的速度v_h作为阻尼引入到控制中，其中所述额定压力

和所述液压促动器的速度v_h通过观测器确定，且其中所述液压促动器的速度v_h通过一般传递函数C₃和开关(S₄)连接到控制器(R)的输出信号。

并且，本发明还提供了一种用于机械液压系统的控制器，所述机械液压系统具有自由度给每个液压促动器，作为受控环节，且具有用于测量例如液压缸(3)的液压系统的压力p_h的测量传感器(6)，和用于测量所述液压促动器的位置x_h的测量传感器(8)，其特征在于，提供控制单元，带有输入量：液压压力p_h和液压促动器位置x_h，在所述控制单元内实施了用于确定所述液压系统的额定压力

和所述液压促动器(3)的速度v_h的观测器，且在所述控制器的控制法则中在控制中考虑所述额定压力

并且，所述液压促动器的速度v_h作为阻尼能被引入到控制中，其中所述液压促动器的速度v_h通过一般传递函数C₃和开关(S₄)连接到控制器(R)的输出信号。

进一步特别地有利的构造由本发明的独立权利要求和此描述获得。

附图说明

本发明将在下文中首先对带有自由度给每个液压促动器的一般机械液压系统进行描述，且然后借助于示意性的、非限制性的且示例性的附图1至附图5，根据两个特定的、非限制性的且示例性的应用进行描述。各图为：

图1概略地示出了笼形镇压器的示意性图示，

图2示出了将笼形镇压器抽象化为弹簧质量系统，

图3示出了笼形镇压器的几何关系的示意性图示，

图4示出了观测器的示意性图示，和

图5示出了控制方案的示意性图示。

具体实施方式

一般表述

一般地，带有自由度的机械液压系统从建模的观点上可以被看成是由：有时为非线性的载荷系统(例如笼形镇压器、机械臂、弹簧质量阻尼系统等，但例如也仅是促动器的缸质量自身)，和通过一个或多个液压阀供给的、大部分为非线性的促动器系统(压力或多个压力的建立)组成的。现在为了赋予整个系统希望的行为，促动器内的流体量以合适的方式预先给定且通过一个或多个液压阀供给。为此，以合适的方式考虑液压流体的弹性行为。如果载荷系统的物理情况且因此不足够精确地已知，例如未知的外部广义力产生影响，则当前不能直接预先给定流体量。由于此原因，为载荷系统的希望状态所要求的流体量设计了观测器。该一般地非线性的观测器也可以实施为不测量载荷系统的广义速度而不影响其功能。控制器自身则使用已知的或由观测器获得的关于所需流体量的信息，以调整整个系统的希望的状态。

如果载荷系统的机械阻尼不足地或不合适地预先给定，则这可以与以上所述的方法组合。为此，依赖于载荷系统的广义速度的信号可以以合适的方式添加到以上所述的控制器或控制器部分的调节信号中。也可以通过对来自以上的或另一个合适的观测器的广义速度的近似来进行对阻尼的影响。

对于所提出的所有控制变量，具有被控制的整个系统的稳定性的统一的证明。

用于考虑额定压力

的修正项

对于由伺服阀控制的(单作用)液压缸的基本方程已熟知，且在一定的物理假设下例如为：

{\dot{x}}_{h} = v_{h}

{\dot{p}}_{h} = \frac{E ({- v}_{h} A + q_{v} - C_{l} p_{h})}{V_{act}}

其中p_h是缸的被伺服促动的室内的压力，A是活塞面积，v_h是活塞速度，q_v是从伺服阀到液压缸内的流量，C_l是液压缸内的泄漏，E是液压油的弹性模量，且V_act是被促动的室内的油体积。以上的方程也可以扩展到液压促动器的其他变体(例如双作用缸)中，如同样从参考文献中已熟知的那样。但为图示本发明，仅将液压促动器描述为单作用缸足以。从以上的方程中可见，压力改变通过由于活塞运动而起的体积变化、由于油的供给而起的油压缩性变化(在活塞位置恒定时)以及缸内的可能泄漏所导致。改变本身取决于当前的室体积或者说活塞位置。

正如可容易地发现，以上的基本方程是非线性的。进一步地，此方程涉及活塞速度，与活塞位置不同活塞速度通常不能直接测量或通常不能测量。另外，所测量的活塞位置的微分由于量化噪声和测量噪声实际上不提供可使用的结果。因此，在典型的应用中，仅将当前液压室的实际位置和实际压力作为直接和可使用的测量量提供而用于线性化。

现在借助由文献中已知的控制技术的非线性方法可以找到精确的线性化，该线性化借助此有限的测量数据量就足够了。在这样的控制法则中，则可能出现当前室的液压压力与额定压力

的相对误差(其中此额定压力通过可预先给定的额定位置和载荷系统确定)。

此方法和这样的控制法则在如下的出版物中描述：

●G.Grabmair，K Schlacher，A.Kugi(2003)：″Geometric EnergyBased Analysis and Controller Design of Hydraulic Actuators Applied inRolling Mills″，ECC03 CD publication，421.pdf，Cambridge，Great Britain.

●Kugi A.：″Nonlinear Control Based on Physical Models″，LectureNotes in Control and Information Sciences 260，Springer，2000.

另外，也在本申请人的EP 992 295 A2中描述，这是此公开的部分。

如果以位置控制来进行液压调节，则此额定值

典型地是推演地未知的(因为它例如可以很强地取决于推演地未知的外部作用力，或取决于其准确的数字值未知的弹性)。如果此额定值

未知，则必须忽视项

然而，由本申请人通过仿真和理论思考所进行的研究得出，此忽略具有不稳定效果。在考虑此项时，闭环控制回路相反地具有更好的阻尼行为，以此控制器也可被明显地更快速地调节。这也可以通过整个系统的能量观察可见，其中无此项则机械阻尼降低。

如下的本发明的描述则示出了确定变量

的方法。

为此，首先以完全一般的形式建立受控环节，即带有自由度的机械液压系统，的数学模型(或状态描述)。这样的一般模型可以例如从已熟知的且在控制技术中通常使用的拉格朗日形式，即能量项，导出。对于带有自由度的机械液压系统，已知的拉格朗日函数L在此描述为动能和势能的微分，

L = \frac{1}{2} m (q) {(\dot{q})}^{2} - V (q),

其中m(q)是广义质量矩阵，q是广义坐标，是广义坐标的时间导数且V(q)是势能。以液压力F_h作为输入，则得到受控环节的一般状态方程，以广义坐标q和动量P作为状态量，该状态方程是带有自由度给每个液压促动器的机械液压系统的所有应用情况的基础。

\dot{q} = \frac{P}{m}

\dot{P} = - \frac{1}{2} {&PartialD;}_{q} m (q) v^{2} - {&PartialD;}_{q} V - d (q) v + {&PartialD;}_{q} x_{h} (q) F_{h}

符号

在此意味着对广义坐标q求偏导数。

对于带有自由度的机械液压系统的状态方程的此一般描述需要匹配于各应用情况，即涉及一些假设以适合于不同的应用。如下的例子不限制一般性地描绘了这样的匹配且图示了用于确定

的算法。

例子

轧机机架的液压(单作用)调节

如下从液压系统出发，该液压系统在线性弹簧质量系统上起作用。因此给出如下的假设：

●质量和阻尼与位置无关

●总的势能V(q)可以显式地分解为弹性势能

恒定的载荷力的势能F_l·q和在此又一般地表示的余项

由此得出用于受控环节的一般状态方程：

\dot{q} = \frac{P}{m}

\dot{P} = F_{l} - d \frac{P}{m} - c_{l} q - {&PartialD;}_{q} \tilde{V} + {&PartialD;}_{q} x_{h} (q) F_{h}

此状态方程则是可通过观测器确定额定压力

的基础。为此准备状态变换，使得用于观测器的模型是线性的，以此可以设计线性观测器。作为状态变换，将由重力和液压力导致的分量组合为新的输入u_obs，

u_{obs} = - {&PartialD;}_{q} {\tilde{V} + &PartialD;}_{q} x_{h} (q) F_{h} .

因此，如将在下文中描述的那样，可以设计用于u_obs的稳态平衡状态的观测器。对于平衡状态，自然得到

\dot{p} = \dot{q} = 0 .

从q到偏差q(其中

)的传递给出了恒定的状态方程组。形式上也书写了对于

的第三状态方程。

\dot{\bar{q}} = \frac{1}{m} P

c_l作为载荷系统的弹簧常数(例如材料的弹性)可以显式地引入到观测器内(当然观测器可以任意地准备)。因此，观测器相对于波动/不确定性是稳健的，例如对于材料弹性的波动/不确定性。载荷力在此假设恒定，以能够设计线性观测器。同时，因此实现了观测器的“积分效应”，这使得误差接近零。

带有已变换的状态u_obs的观测器状态方程则可以使用常规的控制技术的方法，例如使用连续形式的观测器方程和已知的Ackermann公式来求解，以用于所寻找的u_obs的稳态平衡状态。以此一般控制技术的方法在此不必详细地涉及细节，而是可以假定为已知。由此可以在考虑到所选择的状态变换时确定所寻找的稳态平衡压力

由观测器确定的量在下文中带有顶，例如

以

u_{obs} = {- &PartialD;}_{q} \tilde{V} + {&PartialD;}_{q} x_{h} (q) F_{h}

和F_h＝A·p_h，则立即得到了

以此以一般形式确定了所寻找的量。另外，如从作为基础的方程可见，观测器还提供了动量，它也可以被使用，如在下文中还要解释的那样。

例子

绞车的笼形镇压器的液压调节

为解释以上一般地描述的方程的使用且展示一般有效性，根据具有绞车的笼形镇压器的形式的带有自由度的机械液压系统解释进一步的具体例子。除描绘

的确定外，图示了阻尼的主动引入。为在卷绕过程中压板材，在轧机组的绞车上使用了所谓的笼形镇压器(典型地在周围上有三至四个笼形镇压器)，如在图1中概略地示意性图示。笼形镇压器1通过液压缸3将板材压在绞车2上，其中在此未图示伺服阀。在此，液压缸以及笼形镇压器臂4可旋转地安装。液压缸3的活塞也可旋转地安装在笼形镇压器臂4上。图2示出了抽象为带有杠杆臂的弹簧质量机械系统的相同的系统，它用作如下考虑中的模型。

与前述例子不同，在选择缸坐标作为广义位置坐标q时，得到了非常量的质量矩阵。则存在进行坐标变换的一般可能性，该可能性由于质量矩阵的平坦性(由质量矩阵导出的矩阵)总是存在的且也可以计算，使得质量矩阵在变换后的坐标下表现为常量的矩阵。这在本例中以简单的方式通过纯几何地变换到笼形镇压器的调整角α上而实现。

然而，如果隐式地在观测器的非线性形式中考虑，则一般地此坐标变换(且调节量到

的变换)不显式地进行，这是可能的，因为用于非线性观测器的封闭的微分方程系统出现在一般坐标中。在此观测器形式中，也可以以非常量的质量矩阵来工作。

然而，在此例子中，坐标变换和调节量变换是显式的。

为使用于受控环节的一般状态方程对于具体应用有效，涉及如下假设：

●q＝α，将笼形镇压器的调整角用作位置坐标(坐标变换)，由此得到

\dot{q} = ω,

其中ω是角速度。

●m(q)对应于在一般情况中取决于位置坐标q的质量矩阵，该质量矩阵原理上可用于观测器设计。如上所述，但在此例子中有利地(且为清晰起见)使得q＝α，即将调节角选作位置坐标，以此m(q)对应于笼形镇压器的惯性矩Θ且是恒定的，由此得到

{&PartialD;}_{q} m (q) = 0 .

●d(q)＝d＝const.，因此阻尼与位置无关。

●势能V包括(恒定的)载荷力矩M_l和重力。原理上在此也(类似于以上所述)可以考虑弹性c_l。

●

V (q) = {- M}_{l} \cdot q + \tilde{V} (q) \cdot \cdot \cdot (+ c_{l} \frac{q^{2}}{2})

这些假设导致了如下的方程

\dot{q} = \frac{P}{Θ}

\dot{P} = - d \frac{P}{Θ} + M_{l} - {&PartialD;}_{q} \tilde{V} + {&PartialD;}_{q} x_{h} (q) F_{h} \cdot \cdot \cdot + c_{l} \cdot q

由于在抽象的弹簧质量系统上的几何关系，可以导出进一步的关系，且可以将以上的方程继续变形。图3示出了包括可采用的几何量的一个可能的变体。

● 如所提及对应于重力势能。

如以上一般地示出，将调节量变换到具有

u_{obs} = {- &PartialD;}_{q} \tilde{V} + {&PartialD;}_{q} x_{h} (q) F_{h}

形式的新的输入u_obs上，这在具体的应用例中为

u_{obs} = {- &PartialD;}_{q} \tilde{V} + {&PartialD;}_{q} x_{h} (q) F_{h} = M_{g} + M_{h} .

平衡状态再次为

\dot{p} = \dot{q} = 0

u_obs＝M_l，或在一般的形式中使用弹性c_l，得到

形式上引入新的状态

以及过渡到q的相对坐标，则得到如下的对于观测器的最终状态方程

\dot{\bar{q}} = \frac{1}{Θ} P

由此方程可以再次确定状态

通过将广义坐标换回到测量坐标，在此为x_h，则可以再次确定

以此首先一般性地且随后根据具体例子图示的方法，示出了稳态平衡压力

如何可以通过观测器和现有的状态变换来确定。此方法可以类似地用于所有带有自由度给每个液压促动器的机械液压系统，其中仅须考虑各系统的几何和机械关系。

然而，如上所述，观测器不仅提供了稳态平衡压力而且也提供了动量

由动量

则可以简单地通过关系

v_{h} = \frac{\hat{P}}{m}

确定不可测量的液压活塞的速度，且同样可供使用且在需要时同样可被使用。

在图4中根据观测器图再次描述了以上所述的用于观测器的关系。观测器自身使用输入量和输出量，它们与实际上可测量的或要求的不同。一方面将以位置形式x_h的可测量的输入量通过几何关系转换为角度α。进一步地，将观测器状态变换到新状态u_obs是必须的。从这样地确定的量α和u_obs，观测器确定了状态

和动量

通过反变换从得到了稳态平衡压力且可以由动量简单地确定速度v_h。

(可参数化)的主动阻尼的引入

带有作为控制件的伺服阀的液压缸以已知的方式具有看作为受控环节的积分行为。同样已知的是在机械系统中，阻尼项与速度成比例。因此，为在积分环节中引入阻尼，该环节必须仅联接到与加速度成比例的量。这可以通过测量加速度且将加速度通过带有阻尼k_d ^a的阻尼构件联接到促动器(伺服阀)而直接完成，如已熟知的那样。

然而，在本发明中确定为如果将与速度成比例的量联接到带有积分行为的被控制环节，则也设置阻尼。即，表现为在特定的参数限制下，设置“微分作用”。对此，关键的是阻尼k_d和控制器的比例放大k_p之间的关系。在此，一般地满足k_d＞k_p，且k_p这样选择，使得满足特定的稳定性标准。当然，不能给出绝对的一般有效的k_d与k_p的关系，因为它们当然取决于环节的实际情况。此参数因此与环节匹配，例如通过实验或通过使用常规程序的仿真，例如使用MATLAB。然而，因为速度也是观测器的输出量，可以通过此知识很简单地在系统内引入附加阻尼，这对于系统控制非常有利。

此关系将根据图5的控制方案的示意性图示解释。

受控环节通过带有自由度给每个液压促动器的机械液压系统形成，对此在图5中图示了带有通过伺服阀5的控制的液压缸3。伺服阀5可以控制单作用缸，或如在图5中通过双虚线显示也可以控制双作用缸。同样也可以设想另外的液压缸形式或另外的基于液压原理的促动器。在液压缸3上提供了压力传感器6、加速度传感器7和位置传感器8，它们提供了用于控制的合适的实际测量信号。

如在本申请人的EP 992 295 A2中描述，控制基于以上所述的用于额定调节量和实际调节量的状态变换，以能够实施线性控制器。如由控制技术中已知，控制器R可以例如是任意的传递函数(在最简单的情况中，例如带有比例放大k_p的比例构件)。伺服阀5具有典型的非线性行为，该非线性行为可以通过已知的伺服补偿来加以补偿。此常规控制的控制法则在上文中已描述。如果控制如此地在位置控制中运行，则开关S₂和S₄须断开，且开关S₃须闭合。开关S₁至S₄当然不必是实际的机电开关，而当然也可以仅实施在软件中。

在液压力F_h的力控制中，对于可能的控制器实施例，额定值和实际值的变换是多余的，且可以简单地通过将开关S₁改变到力输入、通过闭合开关S₂和通过断开开关S₃而激活。即，位置偏差将断开，且可以直接确定压力额定值和压力实际值。

元件C₁、C₂、C₃和C₄实现了其各自的输入的匹配，且在其一般的形式中是函数，该函数带有输入且在需要时带有另外的作为参数的量。它们可以是简化的(线性)动态系统，或在最简单的情况中是比例因数。

通过考虑项则可以将此已知的控制扩展，为此开关S1改变到压力输入，且开关S₂和S₃被闭合。在此，观测器提供了稳态平衡压力如上所述一般地且通过具体例子描述的那样。因此在控制中引入了附加的阻尼。

通过将开关S₄通过C₃或C₄改变到速度比例阻尼或加速度比例阻尼，可以在系统内引入另外的附加阻尼。在速度比例阻尼中，观测器提供了速度v_h。C₃使得例如既可以关于最佳信号特征，又可以关于所引入的阻尼的规模的匹配地来动态匹配观测到的信号(在最简单的情况中，C₃对应于如上所述的比例项k_d ^a)。在加速度比例阻尼中，加速度传感器7提供了所要求的加速度。C₄具有与C₃相同的任务(再次在最简单的情况中是比例项k_d ^a)。如果不存在这样的加速度传感器7，则此控制部分也可以不存在。

由此，可使控制器根据需要以多种不同的模式运行。传递函数C₁、C₂、C₃、C₄、R当然对于不同的模式也可以不同。

以上所述的控制当然可以特别地有利地实施在例如计算机的控制单元中。必需的量，例如液压压力p_h、缸位置x_h或可规定的额定变量，以及液压力(用于力控制)，将通过测量传感器检测且作为输入量供控制单元使用。控制单元的输出量典型地是用于伺服阀的控制信号，例如伺服阀流量q_v或活塞位置x_s。

基本上，通过所述的控制，可以以提高的稳定性和阻尼控制任何带有自由度给每个液压促动器的机械液压系统，且本发明不限制于在此所述的应用情况。