用于调节液压驱动系统的输出压力的方法、该方法的用途以及液压驱动系统与流程

本发明涉及用于调节液压驱动系统的输出压力的方法、该方法的用途以及液压驱动系统。在此，本发明优选用于拉压改形设备的、例如优选是主动充液式拉延中的深拉设备的液压驱动系统。

背景技术：

也被称为液压式的驱动器的液压驱动系统可以通过使用泵和转速可变的驱动器来建立。在此，来自或通向促动器(例如液压缸)的流体流不受切换阀或连续阀的控制，而是直接通过所使用的泵来控制。由液压泵、马达式驱动器和用于运行马达式驱动器的具有变频器的放大器所构成的系统在下文中被称为液压驱动系统。通俗地讲，此液压驱动系统也被称为“伺服泵”。

液压驱动系统可以用于产生经调节的输出体积流量。基于此可以提供对促动器(在下文中也被理解为术语“缸”)的速度调节或位置调节。该促动器又可以用于使机床的元件，例如拉延设备的拉延垫运动。

该液压驱动系统也可以用于产生经调节的输出压力。基于此可以提供力调节。

de69837877t2、de60314178t2和de69830633t2分别描述了用于建筑机械(例如挖掘机)的液压泵的调节回路。液压泵为此设有调节器。伺服阀控制了压力控制泵的压力。驱动机是柴油马达。为了控制液压泵设置有调节器。该调节器获得目标转速、也就是输入变量，并测量实际转速。借助算术上的运算来输出用于液压泵的驱动电流。基于目标转速，借助所保存的表格来计算基础转矩。计算转速偏差，然后将其放大以便获得转矩偏差。设置目标转速并且测量实际转速，以便对电流进行调节。转速测量计的价格昂贵并且不准确。在此不考虑非线性干扰。

us6379119b1描述了液压驱动系统用于在调节拉延垫力的情况下来控制深拉设备的用途。其中所描述的调节方法是基于压力、泵的由结构尺寸确定的输送量与液压泵上的驱动用的转矩之间的理想化的线性关系。在此，从对压力的目标值和实际值的确定来确定用于马达式驱动器的电流作为调节变量。压力调节在此仅考虑了泵特性。这导致只要没有值得重视的体积流量被去除，就一直进行可用的压力调节。

在所公知的现有技术中，迄今没有考虑到的是，所需的转速不仅与目标压力和实际压力有关，而且也与用于促动器的运动的实际所需的例如用于支持拉延垫的体积流量有关。在现有技术中描述的压力调节的类型对于具有明显的并且可变的体积流量的消耗器是不利的，这是因为该压力调节对于大的工作范围来说不太准确。

此外，转矩调节将目标转矩和实际转矩作为输入变量，并且产生针对马达电流的电流目标值作为设定信号。在此，实际电流在模型中被用作实际转矩，这是因为在实践中无法精确实施转矩测量，或需要非常昂贵的转矩传感器。因此实际上，实施的是电流调节而非转矩调节。

技术实现要素：

本发明的任务是：提供一种用于液压驱动系统的输出压力调节，该输出压力调节即使在体积流量是可变的并且/或者液压泵的输出压力的值范围大的情况下也是稳定且精确的。本发明的任务例如还在于：在深拉方法的拉延过程中精准地、动态地且几乎无振动地调节输出压力。

本发明的任务利用在独立权利要求中描述的技术上的措施来解决。有利的设计方案分别在从属权利要求中描述。

尤其地，本发明的任务通过用于在使用转速作为操纵变量的情况下调节液压驱动系统的输出压力的方法来解决，其中，液压驱动系统具有液压泵和对液压泵进行驱动的马达式驱动器。该方法包括以下方法步骤：获知马达式(或电动马达式)驱动器的目标转速主分量作为前馈控制信号；从液压驱动系统的压力实际值和液压驱动系统的压力目标值的比较以及随后的调节放大来获知误差转速作为调节偏差；将所获知的目标转速主分量与所获知的误差转速相加以形成目标转速来作为操纵变量；并且将所形成的目标转速转化为马达式驱动器的输入转速，用于以所转化的转速来驱动液压驱动系统来产生液压驱动系统的经调节的表示压力实际值的输出压力。压力实际值尤其借助压力传感器来获知。

根据本发明的液压泵在根据本发明的方法中例如在此在至少两个运行状态中工作。在第一运行状态中，泵在其功能方面作为泵工作从而构建起净调节的输出压力。在第二种运行状态中，泵作为液压马达工作从而接收流体，该流体可能取决于待驱动的设备是必需的。在两种运行状态中，促动器都可以运动到特定的定位中，或可以与影响液压驱动系统的元件相互作用。在根据本发明的方法中，这两个运行状态优选包含在不同的时间段内。

根据本发明的马达式驱动器被用于驱动液压泵。驱动器优选是电的、例如是异步马达或同步马达、优选是三相电动马达。

根据本发明，利用功率放大器和变频器来驱动该马达式驱动器。

根据本发明的目标转速主分量提供了转速值，该转速值名义上与待调整的目标转速值偏差了例如不超过20％。因此能够实现粗略的目标转速调整，并且因此十分有效地降低了调节范围。

根据本发明的输出压力调节如下地影响输出压力，即，也可以检测到非线性干扰、摩擦和泄漏作为干扰变量。

根据本发明，输出压力调节不是经由进行驱动的马达(例如马达式驱动器)的转矩来进行，而是以有利的方式通过使用关于液压泵的运行特性的认知来进行调节。现在，用于马达式驱动器的操纵变量不是用于控制马达式驱动器的电流，而是根据本发明将马达式驱动器的转速用作操纵变量。

根据本发明的转速调节具有作为输入变量的目标转速和实际转速，并且产生用于由变频器产生的旋转磁场的频率作为设定信号。在本文中，该所产生的频率等同于术语“转速目标值”。

为此，首先在不受干扰变量的影响的情况下将目标转速主分量生成或获知为经调节的前馈控制信号。这例如借助计算单元通过使用液压驱动系统的参数在不同的运行状态中，例如在最大压力产生或无压力运行下来进行。在没有摩擦、泄漏和其他干扰的理想系统中，仅被调节到该目标转速主分量的液压泵就已可以导致对干扰变量的补偿。

根据本发明，此外也从压力目标值(参考变量)和实际压力值(调节变量)的比较和随后的调节放大器，例如pi或pid调节器，来获知误差转速(也被称为修正信号)作为调节偏差。为此，借助压力传感器获知压力实际值。此方法步骤能够实现对液压驱动系统的有损失的并且非线性的特征以及压缩和减压效果的补偿。但是，与液压驱动系统的最大可能的转速幅度相比所需的修正信号是小的，并且因此可以使用调节放大器来容易并且稳健地被获知。因为误差转速并不反映液压驱动系统的转速的整个值范围，所以可以稳健地选择调节放大器的放大系数。

在液压驱动系统受到外部负载(例如由于拉延垫或机床中的工具导致的力)影响时，由压力目标值与压力实际值的比较而计算出的修正转速在转速指令中所占的比例相对较小。由此，根据本发明的调节是稳健并且也准确的。

随后进行的目标转速到运行转速的转化通过使用功率放大器和变频器来进行。

在优选的设计方案中，所获知的目标转速主分量包括第一目标转速分量和第二目标转速分量，其中，第一目标转速分量由压力目标值形成，而第二目标转速分量由液压驱动系统的体积流量目标值形成。体积流量(也被称为流率)说明了每个时间段通过经确认的横截面被运输的流体的体积的多少。

在优选的设计方案中，第一目标转速分量由压力目标值、液压泵的最大压力和泵的用于产生最大压力的转速参数来计算。所使用的液压泵、例如活塞泵或齿轮泵，即使处在压力下也具有高效率。为了产生泵的最大压力，典型是仅需要很低的转速、例如120转/分钟。这些参数在液压泵的输出端阻塞时来获知。

在优选的设计方案中，第二目标转速分量由体积流量目标值和泵的输送量参数计算而得。该第二目标转速分量是必需的，以便利用液压泵来接收或送出由促动器的运动所导致的体积流量。当以此转速驱动液压泵，则尚未进行压力构建。

在优选的设计方案中，液压驱动系统的体积流量目标值通过使用由液压驱动系统驱动的例如缸的促动器的至少一个参数来获知。因此，可以通过由液压驱动系统所导致的运动，例如机床中的元件的运动，推导出体积流量。

在优选的设计方案中，为了计算第二目标转速分量，借助传感器元件来获知至少一个参数。该至少一个参数例如是促动器速度或促动器位移或元件速度或元件位移。可以借助简单的计算从该参数推导出体积流量，并且因此可以明显改善输出压力调节。

在优选的设计方案中，第一目标转速分量和第二目标转速分量的计算以符号正确的方式进行。在从泵运送出体积流量的情况中，即在泵的第一运行状态中，第一目标转速分量和第二目标转速分量的符号相同地为正。在体积流量进入作为液压马达工作的泵中的情况中，即在泵的第二运行状态中，第二目标转速分量的符号为负。因此，在深拉时，第二目标转速分量的符号为负，这是因为在促动器的相应的运动中，流体在封闭系统中朝液压泵的方向被运输走。在此工作步骤中，液压泵作为液压马达工作，并且从缸中接收流体。

根据一个方面，前述方法用于拉压设备中的，优选是被设立成用于主动充液式的深拉的一个或多个构建的拉延设备中。

根据一个方面，在用于驱动促动器、尤其是深拉设备(例如拉延垫)中的促动器的液压驱动系统中，液压驱动系统的输出压力根据前述方法来调节。液压驱动系统具有液压泵、马达式驱动器和放大器，例如具有变频器的功率放大器。

在优选的设计方案中，液压驱动系统被促动器驱动，或液压驱动系统受到深拉设备的另外的促动器，例如上部工具或下部工具的影响。在此，促动器或另外的促动器包括用于获知促动器的运动参数的至少一个传感器元件。参数被用于获知目标转速主分量。

附图说明

下文根据附图更详细地解释本发明以及本发明的其他实施方案和优点，其中，附图仅描述了本发明的实施例。附图中相同的组成部分设有相同的附图标记。附图不应被认为是按比例绘制的，附图中的各个元件可以被夸大地示出或被夸大地简化示出。其中：

图1示出根据所公知的方法的对输出压力的调节；

图2示出用于获知液压泵参数的第一原理图；

图3示出用于获知液压泵参数的第二原理图；

图4示出根据本发明的方法的方法流程图表的实施例；

图4a示出根据本发明的方法的第一马达式驱动器的示例性单链等效电路图；

图4b示出根据本发明的方法的第二马达式驱动器的示例性单链等效电路图；

图5示出根据本发明的输出压力调节的框图的第一实施例；

图6示出根据本发明的输出压力调节的框图的第二实施例；

图7示出根据现有技术的深拉设备的实施例；以及

图8示出根据本发明的通过使用促动器参数进行的对输出压力的调节的示例性的信号变化曲线。

具体实施方式

在图1中示出了根据公知的方法进行的对液压驱动系统10的输出压力p输出的调节，如例如在us6379119b1中所描述。液压驱动系统10包括功率放大器3、电动马达式驱动器4和液压泵5。液压泵5在其输出端处提供输出压力p输出，利用该输出压力p输出驱动拉压设备8，如其例如在图7中示出为深拉设备8。

根据图1，对输出压力p输出的调节基于物理变量压力p、液压泵5的由结构尺寸确定的输送量qp与转矩m之间的理想的线性关系在将马达电流i马达的目标值和实际值确定为调节变量的情况下来进行。

对于将不考虑密封间隙上的摩擦和损失的理想的容积式泵作为液压泵5的示例来说，如下静液压的载荷力矩是适用的：

mp输出＝qp/(2*π)*p输出(1)

其中：mp输出＝液压泵上的转矩

qp＝液压泵每转的输送量

p输出＝液压泵上的输出压力。

根据图1，在比较器1中将压力目标值p设定与压力实际值p反馈进行比较。比较结果是误差压力p误差，将误差压力p误差输送给调节放大器2。调节放大器2被构造为pid调节器。根据图1，将电流目标值i设定用作操纵变量。该电流目标值i设定被输送给放大器3。放大器3根据电流目标值i设定产生马达电流i马达。马达4将由i马达得到的转矩m马达提供到泵5上。借助传感器元件检测输出压力p输出，并且借助模数转换器6将其作为压力实际值p反馈反馈给比较器1。放大器3在此通常适用于同步或异步马达。马达电流i马达例如作为三相系统存在。

根据图1的调节基于以下系统思路。驱动转矩m马达对应根据等式(1)的泵5的静液压的载荷转矩mp输出、泵5的摩擦分量和马达4的以及泵5的转子惯性。

适用的是：

m马达＝mp输出+m摩擦+(j总*α)(2)

其中：α＝角加速度，

m摩擦＝泵的由结构尺寸和类型所导致的机械摩擦，

j总＝j马达+j泵作为泵和马达的转子惯性。

对于泵5的角加速度α来说，通过将等式(2)转换得到：

α＝(m马达-mp输出-m摩擦)/(j马达+j泵)(3)

对于泵5的转速ω来说：

在具有明显的并且可变的体积流量q(t)的消耗器中，该调节是不利的，这是因为泵5的所需的转速ω也与例如针对缸的冲程运动以用于支持拉延垫的实际所需的体积流量q(t)有关。

在图2和3中示出了用于获知液压泵参数的原理图，该液压泵参数用于根据本发明的对输出压力p输出的调节。

图2示出了在无压力运行中的输送量q的特性曲线与定排泵5的转速ω的依赖关系。在非常好的近似下，在无压力运行中，体积流量q与转速ω成比例。典型的最大转速ω最大为314弧度/s，即每分钟3000转。在无压力运行中，输送量q输出的计算如下：

q输出(ω)＝ω输入*qp(5)

其中：qp＝泵5每转的输送量。

图3示出了用于获知液压泵参数的第二原理图。在此，示出了泵5、例如定排泵在压力输出端阻塞时的运行中的压力转速特性曲线。在此，输出压力p输出计算如下：

p输出(ω)＝p最大*ω输入/ωp最大(6)

其中：p最大＝最大压力，

ω输入＝输入转速，

ωp最大＝在压力输出端阻塞时在最大压力下的转速。

所使用的泵5，尤其是活塞泵或齿轮泵，即使在高压p下也具有高效率。因此，为了产生最大压力p最大典型地仅需要较低的转速ωp最大。例如，相对较好的泵5在最高压力p最大的情况下的转速ωp最大可以为12弧度/s(＝120转/分钟)，而相对较差的泵5在p最大的情况下的转速ωp最大大约为31弧度/s(＝300转/分钟)。

如已述，根据图1的压力调节仅考虑了根据图3的泵特性。这以不利的方式仅导致只要没有获取明显的体积流量q，就一直进行稳定的压力调节。在转速值ω大于每分钟几百转时，则该调节不起作用。

在根据图7的深拉设备8中使用根据本发明的控制装置的情况下，必须注意的是，使例如拉延垫的元件功能正常地运动。泵5在此必须可以接收被挤压的流体体积并且排出体积流量q。泵5在此被如下这样地设计，即，使预期的最大体积流量q最大导致最大转速ω最大(例如大约3000转/分钟)。适用于该调节的转速调节范围优选在每分钟才几转(这是由于在最大压力p最大下的低的转速ωp最大所引起的)与每分钟几千转(这是由于预期的高体积流量q最大所引起的)之间。

在传统的调节方法中，调节回路仅对于该转速调节范围的一小部分来说能够稳定地给定参数，优选给定到每分钟0至数百转之间的转速范围上。为了反映高达每分钟数千转的实际的转速范围，必须在调节回路中处理相应大的调节间隔。这一点利用pid调节器基于所要考虑的时间常数是无法实现的。

在图4中示出了根据本发明的方法的方法流程图表的实施例。方法100包括方法步骤101至104，如将在下文中解释。在步骤101中，将电动马达式驱动器4的目标转速主分量ω设定1+2获知为前馈控制信号。在步骤102中，由液压驱动系统10的压力实际值p反馈与液压驱动系统10的压力目标值p设定的比较和随后的调节放大器2来获知误差转速ω误差作为调节偏差。在步骤103中，将所获知的目标转速主分量ω设定1+2与所获知的误差转速ω误差相加，以用于形成目标转速ω设定作为根据本发明的调节中的操纵变量。在步骤104中，将所形成的目标转速ω设定转化为马达式驱动器4的转速ω输入以用于利用所转化的转速来驱动液压驱动系统10的马达式驱动器4，以用来产生液压驱动系统10的经调节的输出压力p输出作为压力实际值p反馈。

与根据图1的调节方法相比，根据本发明的调节方法100易于给定参数、在运行中是稳定的并且具有明显更小的调节偏差。在图4中，压力调节不是经由进行驱动的马达的转矩m马达进行，而是经由目标转速ω设定(或由此导致的马达式驱动器的频率f)作为操纵变量来进行。

在图4a中示出了用于根据本发明的方法的三相的马达式驱动器4(三相电机)的相位的示例性的等效电路图，以此图可解释根据本发明的实施步骤104和所得到的转速调节。如所述，驱动器4例如是异步三相电机。为此，在图4a中，为了更好地理解马达式驱动器4的转速调节的过程，例如考虑异步电机的等效电路图是有意义的。该等效电路图示出了马达式驱动器4的电的等效的电路，如其能看出具有变频器7的放大器3。

在图4a的左侧上示出了定子绕组的等效电路图。该等效电路图包括欧姆电阻rs，尤其是铜电阻和磁滞损耗的等效串联电阻，以及在异步运转期间定子绕组电感的无功阻抗xs。在图4a的右侧上示出了转子绕组(动子)的等效电路图。该等效电路图包括转子绕组电感的无功阻抗xr和欧姆有效电阻rr。无功阻抗xr表示马达静止不动时导致的电感。转子的有效电阻rr由从马达式驱动器4输出的有效功率的等效值和相应于定子匝数的平方转换而来的短路笼的欧姆电阻所组成。有效功率的等效值随转矩m或马达式驱动器4上载荷的变化而变化。

因此，当液压驱动系统10空载时，即当液压驱动系统10无压力运行时，马达式驱动器4的等效电路图基本上由电阻rs和xs组成。空载中消耗的电流i马达几乎等于目标电流。随着载荷的升高，即当在液压驱动系统10中构建起输出压力p最大时，通过电阻rr的有效电流升高。电流i马达与电压u马达之间的相角从几乎减小到更小的值。

与载荷有关的有效电流在电阻rr上产生电压降，但在电阻rs上仅产生不明显的电压降。因此，在载荷升高时在动子内的损耗比在定子内升高更快。电阻rs和rr导致随着电流消耗的平方而升高的损失，因此马达式驱动器4的效率随着载荷的升高而降低。

在变换器运行中，在频率f马达变得越来越小的情况下，无功阻抗xs也变得更小。因此，在遵守目标电流的情况下，由变频器7所提供的电压必须下降。因此，分压器rs与xs的比率变得越来越不利，并且导致相对于可用的马达功率的损耗的提升。变频器7如需要可能会检测分压器比率rs/rr本身。

现在，变频器7(未图示)能够实现将转速ω从几乎为零无级地调整到直至目标转速，而在此不使转矩m马达下降(基本设定范围)。马达式驱动器4也可以在目标旋转频率上运行，但是之后所送出的转矩m马达下降，这是因为运行电压不能进一步适应升高的频率。

虽然图4a示出了用于异步马达的转速调节的用途，但是本发明并不限于此。调节优选也用于同步马达，例如三相同步马达。

在图4b中示出了用于根据本发明的方法的三相的马达式驱动器4(三相电机)的相位的示例性的等效电路图，利用此等效电路图可以解释根据本发明的实施步骤104和所得到的转速调节。根据图4b，马达式驱动器4例如是同步三相电机。根据图4b的等效电路图示出了马达式驱动器4的电的等效的电路，如其也能看出具有变频器7的放大器3。

为了使同步电机可以作为马达式驱动器4工作，即作为三相同步马达工作，在动子回路中需要激励场，从而通过经直流激励的动子绕组(激励绕组)或永磁体产生磁场(激励场)，该磁场在定子绕组的各个支路中感应出定子电压us。此外，必须经由定子绕组输送电能，以此使三相同步马达可以送出转矩m马达(参见等式2)。

下文简要描述图4b中所示的同步电机在马达运行中的工作方式。同步机在刚性网络上处于空载运行。通过泵5实现在马达轴上的载荷。马达4将减小其转速ω，但是马达4现在消耗电功率，并且在图4b中所示的定子电流升高。现在马达转矩m马达起作用，其抵抗载荷转矩m载荷。定子电流is在同步电抗xd上导致电压差ud。在此可以忽略定子绕组的无功阻抗和定子绕组的欧姆电阻。通过电压降xd形成与定子电流is有关的、在马达运行中与旋转方向相反的极轮角度。因此，极轮电压up相对于网络电压us以极轮的与旋转方向相反的角度进行移动。马达继续以同步的转速ω运转；不出现如同异步马达那样的滑差。

图5示出了根据本发明的对输出压力p输出的调节的方框图的第一实施例。在此，将目标输送量q设定输送给计算单元9。此外，将压力目标值p设定输送给计算单元9。计算单元9由此获知了目标转速主分量ω设定1+2作为前馈控制信号。在此，以有利的方式生成目标转速ω设定的目标转速主分量ω设定1+2，而不受干扰变量的影响。为此，有利地使用已经在图2和图3中提及的关系，这将参考图6更详细地解释。此外，将从压力传感器113获得的并借助ad转换器6转换为数字化的传感器输出值以用于确定输出压力p输出的实际压力值p反馈在比较器1c中与压力目标值p设定进行比较，并且将误差压力p误差输送给pid调节放大器2。调节放大器2将误差转速ω误差提供到加法器1b。

在加法器1b中，将目标转速主分量ω设定1+2与误差转速ω误差相加，并且获得目标转速ω设定作为操纵变量。因此，针对马达的操纵变量不再是马达电流i马达，而是马达转速ω设定。在促动器运动期间，该修正信号ω误差在转速指令中占有小的份额。该份额远低于50％，优选地低于20％。由此，可以稳健地且同时准确地进行对液压驱动系统的调节。

通过根据本发明的调节方法考虑到了液压驱动系统10的有损失的和非线性的特性及其压缩和减压效果。与泵5的总转速范围相比，为此所需的校正值(误差转速ω误差)占有小的份额。现在可以简单地并且稳健地利用由简单的pid调节器2构成的另外的部件来获知该误差转速ω误差，因此适用的是：

ω误差＝pid(p设定-p反馈)(7)

其中：pid＝pid调节器2的功能

p设定＝压力目标值

p反馈＝压力实际值。

修正信号ω误差不必覆盖泵5的整个转速范围，这是因为修正信号将被加到目标转速主分量ω设定1+2上。因此，仅需要校正在简化的线性化模型与实际系统之间的偏差。

根据图5的液压驱动系统10具有功率放大器3和变频器7，以便从目标转速ω设定产生马达式驱动器4的输入转速ω输入，利用该输入转速来运行马达式驱动器4，以便驱动液压泵5，并且产生输出压力p输出。

在图6中示出了根据本发明的输出压力p输出的调节的方框图的第二实施例。与根据图5的第一实施例不同的是，更详细地示出了计算单元9，并且此外指出了消耗器8(例如缸)。下文的描述基于对图5的先前的附图描述，在此不再对其重复。

根据图6，由目标压力p设定形成第一目标转速分量ω设定1。为此，在计算单元9a中采用了在等式(6)和图3中所示的关系，适用的是：

ω设定1＝p设定/p最大*ωp最大(8)。

第一目标转速分量ω设定1的符号是正的，以构建输出压力p输出。

由体积流量目标值q设定形成第二目标转速分量ω设定2。为此，在计算单元9a中采用在等式(5)和图2中所示的关系，适用的是：

ω设定2＝q设定/qp(9)。

第二目标转速分量ω设定2是必需的，以便使用泵5来接收由促动器的运动所导致的体积流量q。第二目标转速分量ω设定2的符号可以为正或负，这视促动器8中的运动方向而定。例如，在拉延过程期间(参见图8，从tcp到tbdc的时间段)，此符号为负，泵5在此时间区间中作为液压马达运行，并且必须接收来自促动器的缸的流体。如果仅以此第二目标转速分量ω设定2驱动泵5，则没有构建起输出压力p输出。

在加法器1a中将两个目标转速分量ω设定1和ω设定2相加。

如已经在图5中已描述，从经由压力传感器113(在图6中未图示)获知的压力目标值p设定和压力实际值p反馈的差异借助比较器1c和pid调节器2形成修正转速ω误差。然后在加法器1b的输出端上得到目标转速ω设定，如下：

ω设定1＝ω设定1+ω设定2+ω误差(10)

其中：ω设定1＝用于体积流量的分量

ω设定2＝用于压力构建的分量

ω误差＝用于补偿非线性和干扰的分量。

如图5所示，将现在获得的转速目标值ω设定作为操纵变量转移给放大器3。

图6中已经表明，将设备8作为消耗器联接到泵5上。此设备8具有由液压驱动系统10驱动的促动器。例如，促动器是缸，该缸支持作为深拉设备中的元件的拉延垫，如其例如在图7中所示。在促动器上或其内的传感器元件(未示出)检测压力实际值p反馈，借助第一ad转换器6a将该压力实际值提供给比较器1c。

此外在图6中指明，体积流量q设定从设备8获取，相应的值借助第二ad转换器6b被输送给计算单元9b，以便获知第二目标转速分量ω设定2。该体积流量q设定借助被安装在另外的元件(例如是图7的深拉设备的上工具或下工具)上的传感器元件(未图示)来检测，其中，另外的元件影响液压驱动系统10。

目标体积流量q设定可以容易地例如从促动器速度和促动器作用面积或元件速度和元件作用面积来获知。速度信号例如可以借助传感器元件检测到的行程的求导(微分)来获知。例如，从促动器或元件的定位的一阶求导中可以推导出另外的促动器的速度。适用的是：

v促动器＝d/dtpos促动器(11)

其中：v促动器＝促动器/元件的速度

pos促动器＝促动器/元件的定位。

体积流量q设定由下式计算得到：

q设定＝v促动器*a作用(12)

其中：a作用＝促动器/元件的作用面积。

利用所获知的体积流量q设定，然后可以根据等式(9)形成第二目标转速分量ω设定2。

在另外的实施方案中，体积流量q设定也可以直接从上级的运动控制部的行程/时间预给定中得到。例如，已知了上级cnc控制部的设备8的元件的速度，例如上工具和/或拉延垫的速度。在用于上工具的曲柄传动装置中，例如可以从曲柄传动装置的角度定位和角速度计算出该速度。因此，该cnc可以将计算变量v促动器或计算结果q设定直接输送给计算单元9。

图7示出了根据现有技术的图6的设备8的实施例。设备8例如是深拉设备，其与液压驱动系统10连接并且至少部分地由该液压驱动系统驱动。

在图7中所示的设备8中设有托架105。设有拉延垫台107作为元件，以便将材料108布置在该元件的上侧上。借助设备8例如在拉延过程中将所布置的材料108成形，以便由此制成构件。为此，将材料108卡紧在材料保持器109内。借助液压缸106使拉延垫台107运动，以此使拉延冲头112沿竖直的方向运动。设有定位传感器元件114，以便检测拉延垫台107的定位pos促动器。借助由放大器3、马达4和泵5构成的液压驱动系统10使液压缸106在竖直的方向上运动，并且因此使拉延垫台107进而是拉延冲头112运动。设置有定位传感器元件114，以便检测液压缸106的定位pos促动器。借助压力传感器113检测由泵5产生的压力，以便检测压力实际值p反馈。

在此为上工具的另外的元件110通过曲柄机构借助未示出的驱动设备在图7中沿向上和向下的方向运动。另外的元件110包括例如模具111和挺杆115。设有另外的定位传感器元件114，以便检测例如模具111的另外的元件110的定位pos促动器。

利用图8中的附图说明来解释设备的工作方式。有关深拉过程以及相应的技术上的设计方案和力作用参阅专业书籍“变形技术手册(handbuchderumformtechnik)”，施普林格出版社，1996年第1版，发行人舒勒有限公司，尤其是第4章。图8示出了用于根据本发明的通过使用促动器及其传感器数据进行的对输出压力p输出的调节的示例性的信号变化曲线。

图8示出了也被称为上工具或“滑动件(slide)”的另外的元件110的行程时间变化曲线，以及也被称为拉延垫或“模垫(diecushion)，简称：dc”的元件107的行程时间变化曲线。

另外的元件110可以例如借助曲柄机构上下运动。在曲柄机构的情况中，另外的元件110遵循余弦函数的变化曲线。在替选的伺服电动的或伺服液压的驱动器中，另外的元件110可以具有任意的行程时间关系。

从上面的图8的变化曲线很好地可见，元件107在碰撞定位cp上等待，并且此定位最初不改变。一旦在时刻tcp时另外的元件110通过曲柄机构在碰撞定位cp中遇到元件107，则另外的元件110在另一时刻tbdc时确定了元件107直至下止点bdc的行程时间特性。材料108的拉延过程发生在两个时刻tcp和tbdc之间的时间段内。在另外的元件110通过曲柄机构向上运动并在此时从元件107升起之后，进行了元件107的在调节技术上的非关键的返回到碰撞点cp的返回运动，从而在制成的/成形的构件的临时移除之后可以安放新材料108。

此外，在图8中的下部信号变化曲线示出了用于拉延过程的针对根据本发明进行的对输出压力p输出进行的压力调节的压力目标值p设定。这方面根据第一变化曲线a可以是恒定压力或者例如根据查询表lut可以是任何其他的变化曲线b。将该变化曲线与借助压力传感器113检测到的压力实际值p反馈进行比较。

在本发明的范围中，所描述和/或绘制和/或要求保护的所有元件可以任意相互组合。

附图标记列表

1a、b加法器

1c比较器

2pid调节器

3放大器

4马达式驱动器

5泵

6a、b模数转换器

7变频器

8用于深拉的具有液压促动器的设备

9a、b计算单元

10液压驱动系统

100方法

101～104方法步骤

105托架

106缸

107拉延垫

108材料、板

109材料保持器

110另外的元件-上工具

111模具

112拉延冲头

113压力传感器

114用于定位检测的传感器元件

115挺杆顶出器

a作用促动器/缸的作用面积

a在拉延过程中的恒定的目标压力

b在拉延过程中的任意的目标压力

bdc上工具的下止点

cp上工具与拉延垫之间的碰撞点

dc拉延垫

i马达马达电流

is定子电流

i设定电流目标值

j马达马达的转子惯性

j泵泵的转子惯性

j总总转子惯性

m摩擦泵的机械摩擦

m马达马达转矩

mp输出泵的转矩、静液压的载荷转矩

p误差误差压力

p反馈压力实际值

p最大最大压力值

p输出输出压力

p设定、pcmd压力目标值

q输出泵在运行中的输出输送量

qp泵每转的输送量

q设定泵在运行中的目标输送量

rs定子绕组电阻

rr转子绕组电阻

s另外的促动器的位移

t时间

tbdc下止点时刻

tcp碰撞点时刻

ud电压差

us定子电压

up极轮电压

v促动器另外的促动器的速度

xs定子绕组无功阻抗

xr转子绕组无功阻抗

xd同步马达无功阻抗、同步电抗

α角加速度

ω转速

ω误差用于补偿非线性、干扰的泵的误差转速

ω输入输入转速

ω最大泵的最大转速

ωp最大泵的用于在压力输出端阻塞时产生最大压力的转速

ω设定泵的目标转速

ω设定1泵的用于压力构建的第一目标转速分量

ω设定2泵的用于体积流量的第二目标转速分量

ω设定1+2作为前馈控制信号的目标转速主分量