CN110520804B - 用于确定液压系统的调节参数的方法 - Google Patents

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Abstract

为了尽可能自动地执行用于调节包括伺服驱动装置的液压系统的调节参数的参数化，提出用于确定液压系统的调节单元的调节参数的方法和设备，其中，通过伺服驱动装置的预先给定的理论转速来调节液压系统的液压负载的实际系统压力，其中，伺服驱动装置的实际转速跟随预先给定的理论转速，其中，将激励信号接通到理论转速，并且测量在此呈现的实际系统压力，由实际转速和/或理论转速和实际系统压力确定液压系统的动态性，并且由所确定的动态性计算调节参数。

Description

用于确定液压系统的调节参数的方法
本发明涉及一种用于确定液压系统的调节单元的调节参数的方法，其中，通过伺服驱动装置的预先给定的理论转速来调节液压系统的液压负载的实际系统压力，其中，实际转速跟随预先给定的理论转速。此外，本发明涉及一种液压系统，其包括伺服驱动装置，该伺服驱动装置具有由控制单元预先给定的理论转速，其中，伺服驱动装置的实际转速跟随该预先给定的理论转速，并且液压系统包括具有实际系统压力的液压负载，该实际系统压力通过预先给定的理论转速来调节。
液压系统由液压发生器和液压负载构成。通常伺服驱动装置用作液压发生器，例如液压缸、液压马达、液压储能器等则可用作液压负载。在本文中，伺服驱动装置通常理解为由马达和泵构成的组合，其中，马达由变频器供电。伺服驱动装置的马达的转速是高度动态可变的并且控制由泵馈送的液压体积流。由此又实现了改变液压系统中的液压的实际系统压力。由此，对系统压力的调节对于所有液压负载都是必需的。通常，液压系统的控制(部)具有PID结构或具有带有附加的滤波器的类似PID的结构。为此所需的调节参数必须根据目前的现有技术通过试验、即通过对液压系统的重复的手动调整来确定。这一方面非常耗时，因为必须一再实施测试，并且另一方面需要有经验的专业人员。因此，即使在存在更详细的文献的情况下，调节参数的实际调节也非常强烈地取决于相应的用户，其中，为此存在一些经验公式方法，例如根据齐格勒尼克尔斯(Ziegler Nichols)的方法。根据所使用的调节结构，待确定的参数的数量会改变并且由此用于调整控制的耗费改变。因此，由于对整个频率范围上的路径动态的不充分的了解，手动地设计调节部是很难实现的。此外，在连续运行中，例如当边界条件改变时，例如当由于构件磨损而改变时，对调节参数的再调整也可能是必要的。.如所提及的，确定调节参数原则上是复杂的。此外，难以调整实现期望的动态性的调节参数。动态性描述了液压系统的进入/排出特性，即，在这里是实际系统压力对理论系统压力的变化的响应。如果液压系统具有高动态性，那么例如实际系统压力也能够充分地跟随理论系统压力的快速变化。
DE 198 42 565 A 1公开了一种具有多个离心泵的液压系统。在需要接通和断开各个离心泵时产生不期望的压力冲击，压力冲击在系统中基本上起到干扰的作用。然而，在DE 198 42 565 A1中使用该压力冲击以将PID控制器的调节参数参数化。确定呈PTn元件形式的传递函数，即具有零的计数阶数，并且由此确定调节参数。PTn元件、即n个PT1元件的串联通常是不能振荡的。出现的压力冲击虽然能够很好地检测，但是不适合作为用于系统识别的系统的激励以供控制器参数化，因此不能实现快速且精确的参数化。
由此，本发明的目的是提出一种方法和设备，借助所述方法和设备最大程度化自动地、快速地并且准确地实现用于包括伺服驱动装置的液压系统的调节的调节参数的参数化。
根据本发明，将激励信号接入(应用于)理论转速(目标转速)，并且测量在此呈现的实际系统压力。从实际转速和/或理论转速和实际系统压力确定液压系统的动态性，并且进一步由所确定的动态性计算调节参数。此外，根据本发明存在调节单元，其设计成将激励信号接入理论转速，并且测量在此呈现的液压系统的实际系统压力，从实际转速和/或理论转速和实际系统压力中确定液压系统的动态性，并且从所确定的动态性中计算调节单元的调节参数。因此，可以在手动调整所需时间中的一小部分时间后确定液压系统的调节单元的调节参数。此外，确定调节参数的过程是可再现的，并且与相应的用户无关地、尤其是也自动化地进行。根据本发明的方法使得能够识别在动态特性方面未知的液压系统。通过将激励信号接入伺服驱动装置的理论转速中，可以为了识别而良好地动态激励未知的液压系统。这意味着，液压系统是“黑盒子”，其内部结构不是已知的或不必是已知的。因此，限于对输入输出关系的研究，其中，不使用任何内部性质或动态参数，即使这是事先已知的。
因为外部的激励信号接通(应用到)理论转速中，所以激励信号可自由选择。由此可以接通(应用)专门的、特别适合于激励的、例如宽带的激励信号，以便特别快速且精确地对控制器参数进行参数化。
有利地，可以由所确定的动态性附加地将用于调节单元的补偿滤波器参数化。因为根据本发明的方法使得调节参数能够通过在连续过程中的测量适应于当前的过程条件，由此在需要时也可自动地将补偿滤波器参数化。液压系统的已经识别的动态性可以根据不期望的特性在确定的频率范围(例如，强共振特性)中进行检查，并且进一步强化或抑制。由此一方面实现明显的噪声降低，并且另一方面实现更高的动态范围。
补偿滤波器用于抑制在频率范围中的不期望的特性，例如在特定频率下的共振特性，或者在相反的情况下在反共振特性的情况下提高在该频率下的系统增益(区间放大)。通过预先给定理论系统压力和伺服驱动装置的理论转速，并且通过将激励信号加载到理论转速上来激励液压系统。在此过程中，通过实际系统压力和实际转速和/或理论转速来获得关于控制回路的动态性的信息。借助所获得的信息进一步计算调节单元的所有必需的调整参数。替代地，也可以由用户预先给定多个调节参数，并且根据本发明计算其它必需的调节参数。使用根据本发明的方法产生了各种优点：由此，一方面明显加速调节单元的调节参数的调整过程。此外，通过可能的自动化过程，结果是可再现的并且不再取决于具体的用户。如果进行相应准备，该方法也可以由非专家来应用。
有利地，在加载激励信号之前，理论转速预先给定为恒定的初始转速，紧接着在液压系统中初始压力呈现为实际系统压力。由此，设定用于实际转速并且由此实际系统压力的工作点。
有利地，液压消耗器是液压缸、尤其是差动液压缸。
由此，实际系统压力可以描述液压缸的压力，也可设想液压马达的压力等。
加载到初始转速的激励信号通常呈现宽带信号。特别合适的是由阶跃形的激励、具有上升的频率的谐波信号和脉冲形的信号构成的组合。因此，有利地，矩形信号、谐波信号(优选地具有增大的频率)、脉冲或其混合信号用作激励信号。
可以使用不同的表示来描述液压系统的动态性。由所记录的系统输入、即实际转速和/或理论转速以及系统输出、即实际系统压力来确定传递函数。因此，描述系统动态性的、经识别的传递函数表示系统输入，即实际转速和/或理论转速与系统输出，即实际系统压力之间的关系。因此，液压系统的动态性可有利地通过传递函数来描述。
可以借助已知的方法，例如快速傅里叶变换(FFT)或最小二乘法(Least SquaresLSQ)来确定或逼近传递函数，即识别控制器回路，其中，也可考虑其它方法，例如用于识别控制器回路的齐格勒尼克尔斯(Ziegler-Nichols)法。快速傅里叶变换用于将信号分解成其频率成分。如果应用于本系统的输入和输出，即在此为实际转速或理论转速和实际系统压力，则可由此推断出在频率范围中的传递特性，这可考虑用于调节参数的进一步设计。而最小二乘法(Least Squares Verfahren,LSQ)是用于补偿计算的标准方法。可以使用它来估算传递函数的近似。
有利地，可以将频率特征(曲线)设计方法应用到液压系统的如此获得的动态性上，以便计算频率范围中的调节参数。在频率特征(曲线)设计方法中，基于对闭合式调节回路对作为预先给定参数(缺省参数)的所选择的测试函数的响应的起振特性的要求来求得调节参数，预先给定参数例如是理论系统压力的阶跃，预先给定参数又传递到对动态的液压系统的开环的伯德图的要求中。对于闭环(闭合式调节回路)的要求例如是动态液压系统的阶跃响应的上升时间和超调。由此，借助该方法可以由闭合式调节回路的阶跃响应的特征参数(预先给定参数)计算出调节参数。预先给定参数由此描述了液压系统的阶跃响应，即实际系统压力在理论系统压力的阶跃之后多快达到了该理论系统压力。
用于确定调节参数的最合适的方法的选择通常取决于待参数化的控制器的结构，即取决于待确定的调节参数本身。因此，可确定例如PID控制器以及线性二次控制器(LQR)的调节参数。线性二次控制器，也称为黎卡缇控制器(Riccati-Regler)是一种用于线性动态系统的状态控制器，其反馈矩阵通过使二次成本函数的最小化来确定，紧接着将实际系统压力调节到理论压力。
快速傅里叶变换(FFT)、最小二乘法(LSQ)、频率特征(曲线)设计方法和线性二次控制器(LQR)都是众所周知的，因此，在此不对它们进行详细描述。
如果在调节回路中的附加的滤波(实际压力滤波、补偿滤波器等)是有利的，则这会用信号通知操作者并且自动地设计。
使用者可根据应用情况决定是否允许实际系统压力超调，由此可实现更快的压力上升，或是否不允许超调，由此更强地抑制实际系统压力的升高。如果不希望超调，则将调节参数设计成使得控制器“更柔和地”反应，即，在目标系统压力阶跃时调节值不激进地提高，以便使实际系统压力适应于目标系统压力。由此绝大部分地避免了超调。
此外，可以通过直观易于理解的参数根据所期望的速度来使阶跃之后的理论系统压力的上升时间参数化。由此，可在分析闭合式调节回路中的阶跃响应的情况下对所设计的控制器进行测试，由此可通过使用者进行调节特性的验证。
在确定调节参数之后，可以验证液压系统的调节特性，这是通过预先给定理论系统压力的阶跃变化，并且随后观察液压系统的特性，在这种情况下是观察实际系统压力的阶跃响应来进行的。由此可评估自动参数化的压力调节是否对应于操作者的要求，并且如果必要则可再次启动具有不同调节结构或改变的上升时间的调节设计的子方法。
调节单元能集成到、即分散(分布)地集成伺服驱动装置中，或也能集成、即集中地集成在伺服驱动装置的上级的控制单元中，例如作为在控制部上的、独立的库函数。
根据本发明的用于确定调节参数的方法可随时在常规运行期间重新启动，并且也可在过程期间根据过程条件的变化(例如温度变化、泄漏变化、液压切换阀的磨损、软管长度变化等)再调整调节参数。
在下文中将参照图1至图5更详细地阐释本发明，图1至图5示例地、示意性地且非限制地示出本发明有利的设计构造。附图示出：
图1示出了具有一般的液压负载的液压系统，
图2a示出了实际系统压力的超调和下冲，
图2b示出了实际系统压力的示例性的期望的曲线，
图3示出了具有作为液压负载的差动液压缸的液压系统，
图4a示出了理论转速的时间曲线，
图4b示出了实际系统压力的时间曲线，
图5示出了作为对理论系统压力的阶跃形的时间曲线的响应的实际系统压力的时间曲线。
图1中示出示例性的液压系统1。液压负载8具有实际系统压力p_实际，该实际系统压力通过伺服驱动装置3的实际转速n_实际进行调节。伺服驱动装置3由马达31和泵32组成。图1中可见开放式液压回路，即，泵32从(通常无压的)罐10中馈送介质11，例如液压流体，并且介质11从液压负载8返回到罐10。由此，影响液压负载8中的实际系统压力p_实际。
控制单元5、例如SPS例如通过使用者或通过程序预先给定理论系统压力p_理论。由实际系统压力p_实际和理论系统压力p_理论对理论转速n_理论进行的调节通过压力控制器实现，该压力控制器在此在控制单元5上实现。为此，实际系统压力p_实际同样被输送给控制单元5。此外，伺服驱动装置3的实际转速通过转速控制器进行调节，该转速控制器从压力控制器、即在此从控制单元5获得理论转速n_理论。而转速控制器在此在调节单元6上实现。控制单元6例如可以通过ACOPOS伺服放大器来表示，该伺服放大器为伺服驱动装置3提供跟随预先给定的理论转速n_理论所必需的必需电流。不仅压力控制器而且转速控制器都可如已经提到的那样在液压系统的任意位置处实现。例如也可能的是，压力调节在控制单元上进行，而仅转速调节在伺服驱动装置3上进行。伺服驱动装置3根据实际转速p_实际输送介质11，并且由此调节在液压负载8中的实际系统压力p_实际。迄今为止，根据现有技术手动地并且重复(迭代)地对调节单元6的调节参数进行调整。应示例性地描述设计为PID控制器的调节单元6的调节参数的可能的手动调整，其中，众所周知地确定放大因数KP、积分时间常数TI和微分时间常数TD作为PID控制器的调节参数。在此，在开始时适当地将压力滤波器参数化，即，确定滤波时间Tf，借助该滤波时间将测得的实际系统压力p_实际进行滤波。由压力传感器提供的信号大多具有叠加的噪声，该噪声例如由来自周围环境的干扰引起。该噪声在调节实际压力时引起不舒服的噪音，通过压力控制器直接传递到转速控制器处，并且由此影响实际转速。由此，噪声不仅可听到，而且还对例如部件的使用寿命具有其它负面影响。压力滤波器通常具有1阶低通滤波器的特征。如果压力滤波器的极限频率选择得过小，则在低频率时已经实现了高抑制，由此在快速压力变化时信息丢失，并且调节变得缓慢。如果滤波时间Tf选择得太小，则实际系统压力p_实际的干扰被抑制得太少，这导致伺服驱动装置3运行不稳定。另一方面，过大的滤波时间Tf引起对实际系统压力p_实际的缓慢的调节。此外，开始确定放大因数KP的初始值。为此，设定期望的理论系统压力p_理论，并且将液压负载8带到初始状态中，例如通过将液压负载8的活塞带到止挡位置中来进行。接着，放大因数KP逐渐提高，直至针对实际系统压力p_实际产生振荡，例如产生围绕理论系统压力p_理论的正弦形的振荡。
这种振荡例如通过伺服马达3的更响的马达噪声而是事先可识别的，因为实际系统压力p_实际的振荡在实际转速n_实际中也是可察觉的。实际系统压力p_实际的振荡主要在实际压力信号中可见，该实际压力信号通过传感器进行测量。因为实际系统压力与实际转速通过系统动态性直接关联上，所以实际转速也会振荡。接着将放大因数KP减小20％。如果此外实际系统压力p_实际的振荡是可察觉的，则放大因数KP继续逐减小，直至没有振荡可察觉。接着，调整压力控制器的积分时间常数TI的初始值。为此，调节期望的理论系统压力p_理论，再次将液压负载8置于起始位置中，并且接通(应用)理论系统压力的阶跃。接着，积分时间常数TI逐渐减小，直到得到实际系统压力p_实际的下冲，如在图2a中示出的，并且紧接着将积分时间常数TI提高10％。如果已经借助初始值得出下冲，那么就逐渐提高积分时间常数TI，直至实际转速n_实际的下冲消失。积分时间常数TI的合适的起始值例如为TI＝0.1s。对于微分时间常数TD也设置初始值，并且紧接着将微分时间常数TD逐渐提高，直到几乎不能再识别出实际系统压力p_实际的超调。如果实际系统压力p_实际的超调已经利用微分时间常数TD的初始值强烈抑制，则微分时间常数TD逐渐减小，直到几乎没有超调能识别到，如在图2b中示出的。如果在微分时间常数TD提高时出现振荡，则这些振荡也可以通过微分器T1的滤波时间常数的调整而衰减。由此进行调节参数的第一确定。然而，在连续运行时，必须例如根据刚刚提及的模式反复地执行再调整。除了用于对调节参数进行调整的巨大的时间花费之外，不利的是，尽管有详细的文件资料，但是调节参数的具体参数化仍强烈地取决于用户。
图3示出了液压系统1的一具体实施形式。在此，液压负载8作为差动液压缸7与切换阀2连接。此外，切换阀2不仅与伺服驱动器装置3(由马达31和泵32构成)而且与罐10连接。如已经关于图1的一般设计构造所提及的，在图3中也可看到液压系统1的开放式回路。在开放式回路中，借助伺服驱动装置4的泵32从罐4(该罐大多数情况下具有大气压力)中馈送介质11，紧接着介质11被液压负载8引导回到罐4中。然而，本发明的方法不仅限于具有开放式液压回路的液压系统1，而且也可应用于具有闭合式液压回路的液压系统1，即具有代表蓄压器的闭合的罐11的液压系统。差动液压缸7包含活塞70，活塞在差动液压缸7中的位置70‘取决于实际系统压力p_实际。差动液压缸7的实际系统压力p_实际通过伺服驱动装置3的实际转速n_实际来进行调节。目标转速n_理论又由控制单元5向伺服驱动装置3预先给定。调节单元6又将实际转速n_实际调节到由控制单元5提供的理论转速n_理论上。在差动液压缸7的例子中，例如能够实现借助与活塞70连接的活塞杆72施加限定的力来精确地调节实际系统压力p_实际。作为差动液压缸7的替代，例如液压马达也可用作液压负载8，该液压负载提供特定的转矩。液压负载8的调节单元6，在此为其伺服液压的驱动系不仅可中央(集中)地、即如图3中所示直接安装在伺服驱动装置3处，而且也可分散(分布)地安装在控制单元5中。
借助控制单元5检测差动液压缸7中的实际系统压力p_实际，并且借助于调节单元6计算用于伺服驱动装置4的理论转速n_理论，以便在差动液压缸7中调整期望的目标系统压力p_理论。实际系统压力p_实际当然也可直接在使用调节单元6的情况下进行检测和处理。
在根据本发明的用于确定控制参数的方法开始时，通过向理论转速n_理论施加恒定的初始转速n0，在图3中差动液压缸7的活塞70移动到期望的位置70‘中，例如到最终位置(末端位置)中。由此，在液压系统1的差动液压缸7中，实际系统压力p_实际达到初始压力p0，由此在一定程度上对工作点进行调整。再次指出的是，代替这里所述的差动液压缸7，当然也可设想各个其它液压负载。液压系统1通过接通激励信号n1而被激励到理论转速n_理论上。在理论转速加载有激励信号n1之后的实际转速n_实际的可能的时间曲线在图4a中示出，其中，在水平轴上绘出了以秒为单位的时间t，而在垂直轴上是实际转速n_实际。激励信号应激励调节对象(控制回路)、即液压系统1的动态性。在该激励期间，在差动液压缸中测量实际系统压力p_实际。在图4b中示出了实际系统压力p_实际的可能出现的时间曲线，其中，在水平轴上绘出了以秒为单位的时间t，而在垂直轴上绘出了以巴(bar)为单位的实际系统压力p_实际。由实际系统压力p_实际的时间变化曲线和同样被测得或者由伺服驱动装置3提供的实际转速n_实际或理论转速n_理论的时间变化曲线中估算出用于描述系统动态性的传递函数Gp/n(z)(在当前情况下例如是时间离散的(z范围)传递函数，例如5次传递函数。当然也可考虑时间连续的(s范围)传递函数)，例如在使用最小二乘法的情况下。基本的传递函数Gp/n(z)在此例如为：
Figure BDA0002208876230000091
现在例如预先给定传递函数Gp/n(z)的结构(在此为5次传递函数)，但是传递函数Gp/n(z)的参数是未知的。利用二次误差(测量值和由传递函数Gp/n(z)的参数计算所得的值之间的偏差)作为目标函数(误差被最小化)来对优化问题进行建模，以便确定传递函数Gp/n(z)的参数。未知的参数例如借助在文献中充分描述的最小二乘法方法(Methode derkleinsten Fehlerquadrate，最小二乘法)来进行估计。在此不需要中断标准，因为其不是迭代方法。
由此，系统的动态性能通过系统的输入-输出特性来进行描述。压力控制器的动态性描述了理论系统压力到实际系统压力的特性。
基于该传递函数Gp/n(z)，具有作为调节参数的放大因数Kp和积分时间常数TI的PI控制器在使用已知的频率特征曲线方法的情况下被参数化，其中，不进行其它的滤波。由此，对闭合式调节回路的要求被转化成频率范围中的要求，并且在那里计算调节参数。预先规定闭合式调节回路的这些条件对于用户来说比直接预先给定调节参数更为直观。在所列举的实施例中，上升时间tr这样确定为对闭合式回路的要求。这意味着，在施加理论系统压力的阶跃之后，实际系统压力在上升时间tr、例如0.05s之内必须达到理论系统压力的阶跃值。作为另一要求，确定了超调ue＝0％。如在频率特征曲线方法的框架内通常的，通过近似关系将对闭合式回路的要求转换成对开放式回路(没有调节)的要求。在开放式回路的频率特性中，计算调节参数放大因数KP和积分时间常数TI，并且例如得出
Figure BDA0002208876230000101
且TI＝0.085s。在计算调节参数之后，可以通过预先给定目标系统压力p_理论的阶跃来验证调节参数的成功的参数化。如图5中可见的，实际系统压力p_实际跟随预先给定的理论系统压力p_理论。因为在频率特征曲线方法中考虑了闭合式调节回路和开放式调节回路之间的近似关系，所以在闭合式调节回路的实际特性中可能出现偏差。因此，即使在期望的小的或不存在的超调中，例如在与短的上升时间组合地使用PI控制器的情况下，在真实的系统中可见更高的超调，如图5中可见。为了减少或甚至完全抑制这种超调，根据本发明例如可以将PID控制器代替PI控制器进行参数化。
由于一般表达的、具有多个极点和零点的传递函数Gp/n(z)，也可将复杂的控制器设计成PID控制器。由此也可识别具有共轭复极的、能振荡的传递函数。这样识别的共振频率然后例如可借助于陷波滤波器进行补偿。由此还可识别反共振频率，其可以以其它顺序例如借助双二阶滤波器来补偿。

Claims (15)

1.一种用于控制液压系统(1)的方法，所述液压系统包括调节单元(6)和用于所述调节单元(6)的补偿滤波器，其特征在于，通过包括马达(31)和泵(32)的伺服驱动装置(3)的预先给定的理论转速(n_理论)来调节所述液压系统(1)的液压负载(8)的实际系统压力(p_实际)，其中，所述伺服驱动装置(3)的实际转速(n_实际)跟随预先给定的所述理论转速(n_理论)，其中，将激励信号(n1)应用到所述理论转速(n_理论)，并且测量在此呈现的实际系统压力(p_实际)，从所述实际转速(n_实际)和/或所述理论转速(n_理论)和所述实际系统压力(p_实际)中确定所述液压系统(1)的动态性，从所确定的所述动态性中计算出所述调节单元(6)的调节参数(KP、Tt、TD、TF)，并且由所确定的所述动态性额外地将用于所述调节单元(6)的所述补偿滤波器参数化，其中，所述液压系统(1)的所确定的所述动态性针对频率范围内的共振特性或反共振特性进行检查，并且所述液压系统(1)的所述动态性在确定的频率范围内进一步强化或抑制。
2.如权利要求1所述的方法，其特征在于，在以所述激励信号(n1)加载之前，向所述理论转速(n_理论)预先给定恒定的初始转速(n0)，紧接着在液压系统(1)中初始压力(p0)呈现为实际系统压力(p_实际)。
3.如权利要求1或2所述的方法，其特征在于，所述实际系统压力(p_实际)是液压缸或液压马达的压力。
4.如权利要求1至3中任一项所述的方法，其特征在于，使用矩形信号、优选地具有增大的频率的谐波信号、脉冲或其混合信号作为所述激励信号(n1)。
5.如权利要求1至4中任一项所述的方法，其特征在于，借助所述液压系统(1)的传递函数(Gp/n(z))来描述所述液压系统(1)的动态性。
6.如权利要求5所述的方法，其特征在于，所述传递函数(Gp/n(z))借助快速傅里叶变换(FFT)来确定。
7.如权利要求5或6所述的方法，其特征在于，借助最小二乘法来近似所述传递函数(Gp/n(z))的参数。
8.如权利要求1至7中任一项所述的方法，其特征在于，借助频率特征曲线方法计算所述调节参数(KP、Tt、TD、TF)。
9.如权利要求8所述的方法，其特征在于，向所述频率特征曲线方法预先给定阶跃响应的预先给定的参数，优选为上升时间和超调，所述预先给定的参数优选地包括阶跃响应的超调(ue)和上升时间(tr)。
10.如权利要求1至9中任一项所述的方法，其特征在于，在确定所述调节参数(KP、Tt、TD、TF)之后，通过预先给定系统压力(p_理论)的阶跃形变化和确定阶跃响应来验证调节单元(4)的调节特性。
11.如权利要求10所述的方法，其特征在于，通过用户实现对所述调节单元(4)的所述调节特性的验证。
12.如权利要求1至11中任一项所述的方法，其特征在于，所述补偿滤波器自动地被参数化。
13.一种液压系统(1)，包括具有马达(31)和泵(32)的伺服驱动装置(3)并且包括液压负载(8)，其中，所述伺服驱动装置具有由控制单元(5)预先给定的理论转速(n_理论)，其中，所述伺服驱动装置(3)的实际转速(n_实际)跟随预先给定的所述理论转速(n_理论)，并且所述液压负载具有实际系统压力(p_实际)，所述实际系统压力通过预先给定的所述理论转速(n_理论)来调节，其中，设有调节单元(6)和用于所述调节单元(6)的补偿滤波器，所述调节单元(6)构造为用于将激励信号(n1)应用于所述理论转速(n_理论)并且测量所述液压系统(1)在此呈现的实际系统压力(p_实际)，从所述实际转速(n)和/或所述理论转速(n_理论)和所述实际系统压力(p_实际)中确定所述液压系统(1)的动态性，从所确定的所述动态性中计算所述调节单元(6)的调节参数(KP、Tt、TD、TF)，并且由所确定的所述动态性额外地将用于所述调节单元(6)的所述补偿滤波器参数化，其中，所述液压系统(1)的所确定的所述动态性针对频率范围内的共振特性或反共振特性进行检查，并且所述液压系统(1)的所述动态性在确定的频率范围内进一步强化或抑制。
14.如权利要求13所述的液压系统，其特征在于，所述调节单元(4)集成到所述伺服驱动装置(3)中。
15.如权利要求13所述的液压系统，其特征在于，所述调节单元(4)集成在所述伺服驱动装置(3)上一级的控制单元(5)中。
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