1.床身
（1）结构分类及特点 分为开式床身和闭式床身。
开式床身（见图7-7）为开式高速压力机的核心零件，传动部件、滑块部件、润滑及气动部件等均安装于此。床身多采用铸件，因此具备良好的减振性能。
闭式床身分为整体式和组合式两种形式，其中组合式床身的应用最为普遍。
整体式床身为一个铸造或焊接的整体框架。图7-8所示为日本山田多比（YAMADA DOBBY）公司EH系列采用的整体框架床身，其铸造和加工均较复杂，因此多用在1000kN以下的高速压力机上。
组合式床身由上横梁、左右立柱和下横梁（底座）组成，称为“三段式”床身，应用较为普遍。上横梁、左右立柱和下横梁（底座）通过四根拉紧螺栓拉紧，拉紧力一般不低于公称力的两倍，构成一个整体的预应力框架。也有部分公司在上横梁与左右立柱之间、左右立柱与下横梁之间直接采用螺钉连接。为了防止各部分之间相互错位，可采用圆形或方形销定位，目前多利用在加工过程中的定位孔，安装定位套以实现定位，定位精度及定位刚度较高，该方法对加工精度要求高。也有部分公司使用“两段式”床身，由上横梁和下横梁（底座）组成（即立柱一部分并入上横梁，其余部分并入下横梁），采用该形式，滑块多采用圆柱辅助导向。
（2）结构设计要求
1）提高床身刚度。压力机高速冲裁时，在材料即将被冲断的一瞬间，压力机各部分的弹性变形能转变成动能突然释放，使冲头急速地冲断板料并向凹模孔中突进，美国尼亚加拉（Niagara）公司将压力机突然卸载时所产生的与公称压力相反的载荷称为“反向负载”，与压力机的公称力、转矩和能量三项指标并列，成为标志高速压力机能力的第四种负载能力。由于突然卸载，上模在几毫秒的时间内剧烈振动，由此引起曲轴与连杆轴承的强烈撞击，对压力机非常不利，容易产生螺钉松动、防护装置和罩壳等部位配合不良，同时也会影响高速压力机的送料精度。国外相关测试表明：在高速冲裁时，压力机的弹性变形和冲断时的加速度对冲裁重量和模具寿命都有很大影响，因此需要考虑反向负载并提高压力机的刚度。
图7-7 开式床身
图7-8 整体框架床身
对于开式床身，要尽量提高角刚度。对于闭式床身，则需要通过增加立柱及拉紧螺栓的强度和横截面积等措施进一步提高床身的垂直刚度。在床身承受载荷时，除立柱伸长变形外，工作台和上横梁会产生扭曲变形，造成滑块下表面及工作台面之间的距离变化，影响模具的寿命以及冲压制品的精度，因而工作台、下横梁及上横梁应有足够的截面尺寸及合理的结构以提高抗弯刚度。此外，还需要考虑床身的水平刚度，以克服热变形及偏心载荷的影响。
2）提高床身抗振性能。压力机高速运转时，往复及回转部件重量产生的惯性力与速度成平方关系增加，周期性惯性力的存在，将引起机床的剧烈振动。除采用平衡装置外，在床身结构上应采取减振措施，如合理分布床身重量以提高振动的固有频率、选择减振性能好阻尼系数高的材料、降低重量动静比和床身重心、采取合理的焊缝形式（焊接零件）等。
3）考虑使用级进模。要有足够的装模空间和工作台孔尺寸以满足冲压自动化的要求，便于送料、出产品、出废料，便于安装快速换模装置，此外还应考虑外形美观等。
2.导向结构
高速压力机的导向一般包括主导向和辅助导向，其中主导向一般用来直接承受机构运动过程中的侧向力，辅助导向用以保证导向精度，也有只有主导向或辅助导向的，因机型及传动机构不同而异。总体而言，高速压力机的导向依其结构特点，可分为滚动导向和滑动导向（包括静压导向）。滚动导向分为平面滚动导向和柱式滚动导向，其中柱式滚动导向可分为两柱、三柱和四柱三种形式。也可按运动部位，分为导柱运动导套固定和导套运动导柱固定两种，其中的固定导柱也可兼起拉杆拉紧作用。静压导向是一种特殊的滑动式柱式导向，导柱和静压轴承之间没有刚性接触，靠静压油膜的压强导向，精度及刚性好。
对于开式高速压力机，滑动主导向可分为V形、W形和六面导轨导向，用于承受曲柄滑块机构产生的侧向力，其导向间隙可根据磨损情况进行调整。为提高导向刚度，可适当延长导向长度。滑块主导向也有使用滚动导轨块形式，导向精度较滑动导向稍高。采用主导向和辅助导向相结合（即“三圆导柱”结构）是开式高速压力机导向系统的发展趋势，其中承受侧向力的主导向多采用滑动形式，辅助导向可以采用静压结构和滚动结构。
对于闭式高速压力机，导向形式较多。对主传动为曲柄滑块机构的导向形式而言，目前使用最多的是四角八面导向和“六圆导柱”导向（用于双点压力机）两种。
对于八面直角导向，滑块在水平面内各个方向的位移均受到约束，导向刚度大，精度高。其发展经历了从滑动导向向预应力滚动导向的演变，共同点是导向部分可进行调整，以适应导向间隙变化或实现预压。采用预应力滚动导向，可以把滑块的下死点水平位移控制在最小范围内，为使用硬质合金模具和提高模具寿命创造条件。预应力滚动导向的导向元件，一般由循环式导向元件（如THK的LM滚珠滚动块）或片式导向元件（如THK的板式滚柱链）组成。
“六圆导柱”导向结构有利于实现滑块的轻量化，对导向元件的可靠性要求较高。此外，由于导向部位位于送料线平面附件，滑块偏转点较八面导向低，有利于提高导向刚度。“六圆导柱”导向可分为滑动导向（含静压导向）和滚动导向，其发展趋势为静压导向。
以下简要介绍国外各公司的导向结构。
（1）瑞士BRUDERER导向结构 图7-9a所示为瑞士BRUDERER生产的BSTA高速精密压力机的导向结构，图7-9b所示为导柱导向局部放大视图。由于其特殊的设计，当冲压过程中温度发生变化时，导向结构能够微量移动进行适应，避免了高速运动过程中产生温度应力。导向为静压结构，刚度大。在冲压过程中如因负载不均、材料未完全通过模具、模具上有碎屑，以及模具结构不合理而产生偏心载荷时，由于其独特的传动系统及导向结构，使滑块的偏转点位于材料水平面，保证了滑块运行的垂直度，从而延长了模具寿命。
图7-9 BSTA高速精密压力机导向结构
a）导向结构 b）局部放大图
（2）日本AIDA导向结构 日本会田（AIDA）的高速精密压力机，依系列不同先后采取了多种导向形式，主要由两部分组成，即柱塞导向（主导柱部分）和辅助导向。柱塞导向多采用滑动（静压）结构，以承受曲柄滑块机构运动过程中产生的侧向力，柱塞应具备适应热变形的能力。辅助导向包括预应力四角八面导轨导向和圆柱导向，其中圆柱导向分为静压结构、棱柱体结构和复合结构。
HMX系列（其技术参数见表7-16）采用预应力八面直角导轨，结构如图7-10所示，通过调整螺钉调节导轨面过盈量，采用平面直线滚针轴承作为承载元件。为保证导向刚度，将多个平面直线滚针轴承上下拼接。在上下平面的直线滚针轴承之间安装齿轮，在滑块和立柱上安装齿条，保证平面直线滚针只滚动不滑动。安装时一般调整到“零隙”或过盈状态，可以保证导轨在长时间内不做调整。
图7-10 HMX高速精密压力机导向结构
表7-16 HMX系列高速压力机技术参数
与其他公司一样，AIDA公司的圆柱导向采用静压结构，并在此基础上进行了改进，如将静压结构与滚动导向结构并用，在保证导向刚度的同时保证了导向精度。HMX系列的部分机型采用了棱柱体导向结构，如图7-11所示。由于滚动体为滚针，与滚珠相比，刚度更大，其初始间隙为3μm左右，初次磨损后间隙仅为8～10μm，导向精度高。
（3）日本ISIS导向结构 日本ISIS公司的高速压力机，在辅助导向的导柱与导套之间采用静压结构，制造时（20℃）静压结构间隙为7～8μm，导套采用含铅、铜、钴等的特殊材料，冲压时受热膨胀，其间隙进一步缩减到3～4μm。该结构导向精度、刚度及耐久性好，但制造难度大。
（4）美国OAK导向结构 美国OAK公司高速压力机主要有LP系列（其部分技术参数见表7-17）和SS系列（部分技术参数见表7-18），其中SS系列为超高速闭式双点压力机。这两个系列产品所采用的导向结构如图7-12所示，由12组零间隙的滚动导向元件组成，分为上下两部分，有效抑制了滑块的水平位移，保证了滑块运动的垂直度，抗偏心载荷能力好。
图7-11 HMX系列棱柱体导向结构
图7-12 OAK高速压力机导向结构
表7-17 LP系列高速压力机技术参数（部分）
表7-18 SS系列高速压力机技术参数（部分）
（续）
此外，也有厂家采用“全滚动”导向方式（见图7-13），即主导向和辅助导向采用滚珠（含保持架），由于导向间隙小，导向精度得到提高。通过增大滚珠直径及数量（直径和高度方向增加）来提高导向刚度。
3.传动系统
高速压力机传动布置方式分为上传动和下（底）传动两种。在20世纪五、六十年代，底传动形式一直处于主导地位，它具有体积小、重心低、稳定性能好、传动系统水平分力较小等优点，而且不会使润滑油滴到工件上，能够满足特定行业的需求，如食品、橡胶、纸、薄膜、塑料等行业。由于底传动往复运动部件重量大，进一步提速后造成振动显著增大，使滑块下死点动态精度变差，影响了冲压品的精度和模具寿命，从而限制了高速压力机速度的进一步提高。上传动方式改善了下传动方式的不足，除特定行业外，上传动高速压力机已经成为目前的主流。
高速压力机传动系统中的驱动机构，主要有如下形式。
（1）曲柄滑块机构 曲柄滑块机构在高速压力机中应用最多，从单点、双点逐渐发展到三点和四点，滑块运行次数最高可达到4000次/min。按机构中连杆和滑块的连接方式，曲柄滑块机构分为球头式和销轴式。球头式由于多自由度，能很好适应加工及装配误差，应用最为广泛。球头的另一端与连杆的连接方式，有螺钉连接（销定位）和螺纹连接（也可进行装模高度调整）两种。也有将连杆和球头螺杆合成一体的，但加工精度要求较高。此外，也有将球头与连杆直接铰接的，如台湾瑛瑜公司Apex产品采用的新型球头连接方式，如图7-14所示。
图7-13 “全滚动”导向结构
图7-14 新型球头连接方式
当承受偏心载荷时，球头式结构由于其多自由度，容易产生倾斜，造成导向部分承受过大的负载。采用销轴式时，自由度受到限制，仅能绕销轴转动，故能承受较大偏心载荷，而不发生倾斜，刚性好，是大型高速压力机普遍采用的连接形式，为今后的发展方向。但是，采用销轴式结构对加工精度要求高。销轴式常用的连接方式如图7-15所示，销轴瓦安装在连杆中，绕安装在导柱中的销轴转动，连杆的一部分位于导柱中；另一种形式为连杆下部呈分叉型，导柱的一部分位于连杆内。经特殊设计的销结构，在压力机超载时能够实现卸荷（见图7-16），多用在小型高速压力机上。
图7-15 销轴式连接结构
图7-16 销结构示意图（带超载卸荷功能）
（2）正弦机构 使用正弦机构最大的优势在于能够降低机身高度。徐锻集团早在20世纪70年代就将正弦机构应用于开式压力机并延用至今。美国OAK公司高速压力机正弦机构（见图7-6）上的各摩擦副为滚动摩擦，为提高速度创造了条件。在冲压力为267kN、行程为38mm时，滑块行程达到1500次/min。由于取消了连杆，机床总的传动间隙得到压缩。
（3）瑞士BRUDERER杠杆机构 瑞士BRUDERER公司的BSTA高速压力机传动机构如图7-17所示。该机构的滑块位移曲线为正弦曲线，其加速度曲线也为正弦曲线，从而使机构的惯性力较小。200kN的高速压力机滑块次数可达2000次/min。该机构由曲柄滑块和杠杆机构串联组成，曲轴部分仅承受60%的冲压力；由置于两侧的伺服电动机驱动蜗轮蜗杆机构调整装模高度，也可用于快速提升滑块；装模高度调整每侧仅承受20%的冲压力，该位置可用作冲压过程中的下死点补偿，因而能够保证极高的下死点精度，满足了高速精密冲压的要求。该系统的配重系统（动平衡系统），能够在各个运动位置平衡横向和纵向的惯性力。此外，该机构的曲轴部位可提供多达10个滑块行程，从而扩大了压力机的使用范围。
图7-17 BSTA高速压力机的传动机构
（4）日本山田多比（YAMADA DOBBY）双连杆机构 图7-18所示为该公司NXT系列产品（公称力规格250～2000kN，部分技术参数见表7-19）采用的双连杆机构，属于多连杆机构范畴。除中部的曲柄滑块机构外，该机构左右对称，可自动平衡运动过程中的横向惯性力。通过下部中间支点的上下位置，可微量调整滑块的下死点位置。在运行过程中，该机构在下死点附近速度显著降低，造成在上死点处加速度过大，限制了进一步提高滑块的行程次数。
图7-19所示为该公司MXM系列产品（部分技术参数见表7-20）采用的另一种多连杆驱动机构，较NXT系列产品采用的驱动机构简单，同时降低了整机高度。由于导柱中心和肘杆中心存在较大偏差，导致公称力过大时，易产生较大的侧向力，因此该系列产品最大冲压力为800kN。
图7-18 NXT系列高速压力机的传动机构
图7-19 MXM系列高速压力机的传动机构
（5）日本电产京利（Nidec-kyori）多连杆机构 图7-20所示为其ANEX Ⅱ系列高速压力机采用的多连杆机构（部分技术参数见表7-21），较其他多连杆机构简单，机构完全对称，可实现横向及纵向惯性力自动平衡。由于该机构左右两侧导向，滑块位移受到垂直方向上的限制，为达到设计行程，曲柄处需较大的偏心量，而又限制了增大行程（该机型仅提供两种行程）。为进一步提高行程次数，对该系列产品进行了全新设计，分别推出了ANEX-H系列和FENIX系列产品（部分技术参数见表7-22），其中后者的行程次数达到了曲柄滑块机构的极限。其后又推出的FLEXCAM系列产品，具备三段行程可调功能，行程调整时，装模高度不会发生变化，行程调整时间仅为15s，在试模时也可进行行程切换。
图7-20 ANEX系列高速压力机的传动机构
表7-19 NXT系列高速压力机技术参数（部分）
表7-20 MXM系列高速压力机技术参数（部分）
表7-21 ANEXⅡ系列高速压力机技术参数（部分）
表7-22 ANEXH、FENIX系列高速压力机技术参数（部分）
多连杆机构还有许多形式，在此不再赘述。除瑞士BRUDERER公司的BSTA机型采用杠杆传动机构外，其他公司的多连杆传动机构尚有多种形式，其基本特征都是在冲压过程中降低滑块速度，实现增力效果，同时降低高速下加速度对下死点精度的影响。根据多连杆的具体形式，可设置下死点动态精度补偿机构。多连杆机构的问题是滑块运动在上死点附近惯性力显著增大，从而限制了提高滑块行程次数。
高速压力机大多使用组合式的干式或湿式摩擦离合器-制动器。按驱动形式分为气动式和液压式。按摩擦面形式分为盘式、浮动镶块式和圆锥式。其主要构造与普通压力机上的离合器-制动器是相同的。高速压力机大多采用气动干式摩擦离合器-制动器（盘式或浮动镶块式）。为了提高快速制动性能，尤其是大型高速压力机，通常将离合器与制动器分开布置（见图7-21）。随着高速压力机向大型化发展，在一台高速压力机上逐渐采用两套摩擦离合器-制动器，这有利于减小曲轴的扭转变形，保证多点的同步性，如日本AIDA公司的MSP系列高速压力机（参见图7-5）。
（1）高速压力机离合器-制动器设计要求 由于离合器完成结合需要一定时间，此时压力机的滑块速度一直处于变化状态，引起滑块下死点发生变化，影响了超精密零件的冲压精度。国外高档的高速压力机能够在曲轴旋转一周内达到最高转速，并在一周内快速制动，其离合器—制动器多以自制为主。
离合器—制动器设计应注意如下问题：
2）具备合适的离合转矩和制动转矩，以提高离合器的结合速度和快速制动能力。
5）减小活塞移动距离。
图7-21 分体式离合器-制动器
6）尽量减小摩擦片之间的间隙，并保持摩擦间隙均匀一致。
（2）减小高速压力机离合器—制动器制动角的措施 对高速精密压力机的离合器—制动器，提高其制动能力，减小制动角，对于保护模具、提高冲压品成品率以及防止压力机损坏，具有十分重要的意义。可采取以下措施：
1）提高制动器的制动转矩。对于普通压力机，设计的离合器离合转矩大于制动转矩，而为了提高高速压力机的快速制动性能，一般要求设计的制动转矩大于离合转矩，也可以在结构布置上采用双制动器，以提高制动效果。
2）减少离合器及压力机从动部分的惯量。在选择、设计离合器时，一方面要考虑降低离合器—制动器自身的惯量，另一方面要考虑降低压力机相关从动系统的惯量。对于某些影响从动惯量较大的零件，可以在保证刚度的前提下使用低密度合金材料。
5.静平衡机构
静平衡机构应用于高速压力机的主要目的有：对于无螺纹锁紧装置的高速压力机，可以实现消除部分螺纹间隙，提高滑块运行平稳性；在一定速度范围内改善下死点动态精度；降低装模高度调整电动机的负荷。
静平衡机构多用于小型开式及部分国产闭式的高速压力机上，国外高速压力机仅在装模高度调整时，才使用静平衡机构。
静平衡机构的元件主要有气缸、空气弹簧（多为自密封式两曲或三曲结构）和弹簧。气缸的线速度允许值（一般要求小于1m/s）制约着高速压力机的行程次数，多用于小型开式高速压力机。大型高速压力机所用气缸多为自容式（见图7-22），具有停机自动排水功能。使用空气弹簧和弹簧，能避免使用气缸在高速运行时的缸体发热问题，且不需要润滑。
静平衡机构与机身、滑块可直接连接，应用最多，如气缸固定在机身，气缸杆与滑块连接，随同滑块一起运动；也可间接连接（见图7-23），用在部分小型开式高速压力机上，可降低整机高度。
6.动平衡机构(www.xing528.com)
高速压力机运行时，往复运动件的惯性力与压力机行程次数n、滑块行程长度H及往复运动件重量成正比。高速压力机行程一般小于50mm，虽然行程较小，但其往复件重量所产生的惯性力将达到自重的数倍甚至十多倍，对于某些多连杆高速压力机，可能高达数十倍。惯性力作用在支撑轴承和导轨上，如不考虑惯性力的平衡，将引起压力机剧烈振动，进而影响压力机正常运转及其动态性能，降低模具寿命。因此高速压力机需要采取动平衡机构，尤其是超高速压力机其动平衡机构必不可少。
图7-22 自容式气缸
图7-23 静平衡机构的间接连接方式
（1）对动平衡机构的基本要求 动平衡机构的主要功能是平衡曲轴、滑块和上模等在高速运动过程中所产生的惯性力，在结构上需要满足以下基本要求。
1）完全平衡滑块运动所产生的垂直与水平方向的惯性力。
2）当行程长度及上模重量变化时不影响平衡效果。
3）尽量减少回转部件重量以减小制动角。
动平衡机构在结构上要完全满足上述条件有很大困难，从高速压力机实际应用的动平衡机构来看，大部分机构为不完全动平衡，很少为完全动平衡。
（2）动平衡机构的形式
1）曲轴平衡块方式。图7-24所示为用在某型高速压力机上的曲轴平衡块结构，是一种简单的不完全动平衡结构。平衡块被固定在曲轴偏心相反方向，以平衡曲轴偏心重量，进而实现回转平衡。如果结构空间允许，可进一步加大平衡块，以部分平衡滑块及上模运动所产生的水平与垂直惯性力，国内外部分高速压力机采用了这种方式。对于行程可调的高速压力机，当行程变化时，偏心重量发生变化，平衡效果因此受到影响。
2）副滑块平衡机构。图7-25所示为副滑块平衡机构原理图，平衡原理是在主滑块对称的方向增加副滑块，以抵消滑块所产生的惯性力，根据主副曲柄的长度比确定副滑块的重量，同时在曲柄上配平衡块以取得更好的平衡效果。这是一种比较理想的不完全动平衡机构，比较简单，应用较多。当上模重量及行程长度变化时，动平衡效果会受到一定影响。当行程长度固定时，上模重量需要限制在一定范围内。当去掉主连杆及副连杆时，该机构仍可实现对滑块惯性力的平衡，即以上部的正弦机构平衡下部的正弦机构。
图7-24 曲轴平衡块结构
图7-25 副滑块平衡机构原理图
1—机架 2—主曲柄 3—主连杆 4—主滑块 2'—副曲柄 3'—副连杆 4'—副滑块
3）多连杆动态平衡机构。BSTA高速压力机多连杆动态平衡机构（见图7-17），能够平衡水平与垂直方向的惯性力。平衡块的重心移动轨迹为椭圆，在轨迹任一位置上所产生的惯性力，大小相等，方向相反，并相互抵消。这种动平衡机构的优点是：当调整偏心改变滑块行程时，平衡块重心随之自动调整，保持完全动平衡。此外，该平衡机构还可实现对回转件的平衡作用，减少其转动惯量，从而减小制动角，提高了制动器的制动性能。
对于上述四种动平衡机构的应用，应根据主传动的驱动形式、结构布局，采取其中的一种或多种动平衡机构。当上模重量变化不大时，上述机构能够实现惯性力的部分或完全平衡，但当上模重量变化较大时，动平衡效果变差。为了达到更好的平衡效果，需要根据上模重量，对动平衡系统进行重量调整，但实施时较为繁琐。日本三菱公司HP系列高速压力机，采取了独特的动平衡配重调整机构（见图7-26），可适应不同的上模重量。由图可见，当上模重量发生改变时，调节机身外侧的手柄4（带模具质量刻度），可以调整平衡块在机身上的支点位置，从而实现完全动平衡。
图7-26 动平衡配重调整机构
1—连杆 2—偏心轴 3—平衡配重 4—调节手柄 5—模具质量刻度 6—床身
7.滑块部件
滑块部件为压力机的重要部件，主要包括滑块体、装模高度调节装置及过载保护装置等。
（1）滑块体 滑块体的结构形式取决于导向和传动系统的形式。随着高速压力机行程次数不断提高，要求滑块体在满足刚性的前提下减轻重量。滑块体减重可通过结构优化及使用铸件来实现，还可以使用新材料如超硬铝合金、陶瓷合金等来实现。滑块体为箱形结构，按导向形式可分为圆柱导向箱型结构（见图7-27）和平面导向箱型结构（见图7-28）。
图7-27 圆柱导向箱型结构滑块
圆柱导向箱型结构滑块体，高度尺寸显著小于平面导向箱形结构，刚度稍差。装模高度调节装置一般不设置在滑块体上，减轻了滑块部件重量，利于提高滑块运动速度。图7-27a所示结构采用“导柱运动、导套静止”的导向方式（滑块体辅助导向），导柱悬臂布置，适用于小吨位高速压力机上。图7-27b采用“导套（滑块体）运动、导柱静止”的导向方式，提高了导向刚度和滑块刚度。
图7-28所示的平面导向箱型结构，采用四角八面形式，刚度大，尤其适合大吨位高速压力机需求。
图7-28 平面导向箱型结构滑块
（2）装模高度调节装置 高速压力机的装模高度调节装置，按动力源分为手动、气动和电动，均有应用。其中，手动方式主要应用于小吨位高速压力机。高速压力机装模高度调整量小且要求精确调整，这就要求电动调节须有合适的调节速度。普通压力机的装模高度调节装置一般布置在滑块体中，而高速压力机的布置应远离滑块等运动部件，目的是尽量降低冲压振动对调节装置的影响。
装模高度调节装置的布置方式主要有以下几种。
1）将装模高度调节装置直接安装在滑块体上。
2）将装模高度调节装置零件（蜗轮箱、导套等）直接安装在上横梁下部。
3）将装模高度调节装置中的固定零件直接铸造在上横梁上，其余零件安装在上横梁中。
4）将蜗轮蜗杆等传动件安装在滑块体中，电动机等驱动件安装在立柱等部位（见图7-29）。
对于单点高速压力机，装模高度手动调节是通过直接旋转滑块部件中的螺纹，来增加或减少滑块的装模高度；气动和电动调节统称为机动调节，是通过气动马达或电动机驱动减速与调整机构，实现装模高度调节。
图7-29 装模高度调节装置
双点及多点高速压力机装模高度装置的主要传动方式如下。
1）并联方式。对于双点高速压力机，采用电动机驱动蜗轮蜗杆机构，在蜗杆两端分别带动单个装模高度调节装置（见图7-30）；对于三点高速压力机，采用电动机驱动减速机构及轮系，分别带动单个调节装置；对于单排四点高速压力机，可由4个调节装置中的蜗杆，通过联轴器连成一根轴，这根轴可分段进行相位微调，补偿四点的加工与装配误差，并由双电动机驱动，实现四点同步调节（见图7-31）。对上述实施方案要考虑各点的单独调整问题。
图7-30 装模高度调节装置（双点并联）
2）串联方式。对于双点高速压力机，可采用图7-32所示的串联方式布置装模高度调节装置，即电动机通过减速机构驱动一边的调节装置，再通过该装置中蜗杆的一端驱动另一边的调节装置。
图7-31 装模高度调节装置（四点并联）
图7-32 装模高度调节装置（双点串联）
实现装模高度调节的装置还有：
1）OAK公司的上横梁整体升降装置（见图7-6）。其动作原理是：首先松开上横梁上部的锁紧液压缸，通过电动机轴端的链轮带动机身四角的调整螺母，调整螺母旋转带动上横梁、传动部件及滑块部件沿着立柱上升或下降，实现装模高度调整。该结构可调整较大重量，一旦出现机动调整故障，手动调整较为困难。
2）工作台板升降装置。通过工作台板升降装置调整装模高度，要将连杆长度固定，可取消中间的螺纹连接，利于提高滑块下死点精度，但工作台板要具备一定的支撑刚度。
（3）过载保护装置。为了防止超载损坏压力机，理论上需要采用两类保护装置，即限制转矩保护装置和限制冲压力保护装置。实践表明，超载损坏压力机，多数由模具调整不当或两块坯料重叠而引起，多发生在离下死点很近的地方，因此，多采用限制滑块冲压力的保护装置。这类保护装置为液压式或液压气动式，具有保护精度高、超载解除后能自动恢复、可借助油压表/气压表估算实际冲压力等优点，在大中型压力机上得到广泛应用。
由于高速压力机行程次数高、实际使用的冲压力约为公称力的60%～70%，以及公称力行程小（一般在3.2mm以内）等原因，并非所有高速压力机都采用过载保护装置，有的仅采用螺纹锁紧装置。
选用过载保护装置应注意如下问题：
1）快速卸荷。当冲压力超过设定的过载保护压力时，需要快速卸荷。有两种常用方法如图7-33所示。第一种是超压流体沿着原管路返回，第二种是沿着零件结合面卸荷。从理论上讲后者卸荷时间更短。目前，按第一种方式在过载1/1000s内滑块停止并卸荷。配备温度补偿阀，能够消除因油温上升而引起的压力波动。
2）各“点”的影响。对于双点（含三点、四点等）高速压力机而言，如果过载保护回路是连通的，当冲裁过程中各点位的冲裁力不均等时，由于过载保护回路的连通器原理，会导致个别“点”冲压力下降，造成“冲不断”的现象。因此，过载保护回路最好采取各点独立方式。
3）卸荷压力。卸荷压力一般选在20MPa左右，以此确定液压垫截面积，压力过低会造成液压垫刚性差，影响下死点动态精度。
图7-33 快速卸荷方式
8.快速提升装置
当模具需要清理或检修时，需要加大机床的闭合高度，以便要将模具从机床中取出。因此，部分高速压力机需要具备滑块快速提升功能，以提高工作效率。
（1）快速提升量 高速压力机的快速提升量没有相关标准，该量值与压力机的结构形式及应用领域有关。如美国OAK公司的高速压力机主要用在空调翅片冲领域，其LP系列高速压力机（公称力为300～3000kN，最高次数400SPM）的快速提升量为76.2～152.4mm，大于装模高度调整量25.4～50.8mm；其超高速的SS系列高速压力机（公称力为300～1000kN，最高次数1500SPM）的快速提升量为76.2～203.2mm。台湾地区瑛瑜公司（INGYU）的Apex系列高速压力机，主要用在精密微电子行业，该系列300～600kN的高速压力机（最高次数1400SPM）快速提升量为50mm，800～2200kN高速压力机（最高次数800SPM）的快速提升量为70mm。意大利BALCONI公司的2DMhs系列高速压力机（公称力800～6300kN，最高次数800SPM）的快速提升量则统一为100mm。
（2）快速提升方式
1）上横梁提升。美国OAK公司采取该方式，其动作原理是：上横梁上部安装四组液压缸，正常工作时，液压缸下腔油压升高，保持调定的卸荷压力，实现锁紧及过载保护功能。当需要提升时，液压缸下腔卸压，上腔油压升高，将上横梁、传动系统及滑块部件一并抬起。提升量取决于液压缸活塞行程，可以做得很大。
2）导柱提升。图7-34所示为台湾瑛瑜公司的快速提升装置。由图可见，正常工作时，提升缸下腔保持调定的卸荷压力。当需要提升时，提升缸下腔卸压，上腔升压，导柱带动滑块提升。导柱行程即是滑块提升量，为保证导柱及其结构的刚度，进而保证滑块下死点的重复精度，需限制提升量。
此外，实现滑块快速提升，还可通过快速到达最大装模高度的方式。通常采用蜗轮蜗杆传动，对其制造精度要求较高。
图7-34 瑛瑜公司的快速提升装置
9.润滑系统
高速压力机上所有有配合的相对运动部分必须进行润滑，以减少零件磨损，提高机器使用寿命，保持正常的工作精度，降低能量消耗和维修费用。可靠的润滑系统对高速压力机尤为重要。
高速压力机多采用稀油润滑，优点是内摩擦系数较小，因而消耗于克服摩擦力的能量较小；流动性好，易进入摩擦表面的各个润滑点；采用循环润滑系统时冷却作用好，并可将黏附在摩擦表面上的杂质和磨损产生的金属颗粒带走。对于高速压力机而言，润滑系统更重要的是冷却作用，通常需要结合温度控制装置一起使用。
高速压力机多采用机动集中润滑，个别部位采用分散润滑（手动），如飞轮轴承部位，多采用浓油润滑方式。
常用的润滑方式有递进式、单线阻尼式和油气润滑等，使用最多的为递进式润滑系统。
（1）递进式 该润滑系统由润滑泵、递进式油量分配器、管路附件和控制部分组成。系统供油时，油量分配器中的一系列活塞按一定顺序做差动往复运动，各出油点按一定顺序依次出油，出油量取决于分配器中的活塞行程与其截面积。润滑油黏度20～1600mm2/s、工作压力0.1～4MPa、排量范围0.05～20ml/次、过滤精度150μm，可设润滑点1～200个，递进式油量分配器最多可接三级。
递进式润滑系统润滑泵额定压力为5MPa左右，额定流量多小于1L/min。
递进式油量分配器从结构上分为集成式和片式两大类，能够实现周期或近似连续润滑。集成式油量分配器的公称压力为6MPa。片式分配器的最大公称压力可达25MPa，最小开启压力为1.4MPa。分配器配有给油指示杆和堵塞报警器，可实现润滑供油状况监控和报警。分配器输出的最佳管径与长度有要求，如表7-23所示。
表7-23 分配器输出的最佳管径与长度
（2）单线阻尼式 是一种低压润滑系统，由润滑泵、分配元件、管路附件和控制部分组成。通过控制元件按比率分配油量，能够实现周期润滑或连续润滑，多用在小型高速压力机上。该系统不能对润滑状况进行检测，因此对所用润滑油清洁度要求较高。系统用润滑油黏度20～750mm2/s，工作压力0.17～2.5MPa，可设1～50个润滑点。
该系统的润滑泵可以是齿轮泵、电磁泵、弹簧活塞泵、膜片泵和摆线泵。使用摆线泵，润滑油量可达6L/min左右，润滑冷却效果好。
随着高速压力机行程次数的提高，该系统也进一步增大了润滑泵流量，达到每分钟十几升或几十升，以增强润滑冷却能力；不再使用分配元件，而通过大流量润滑油，强力冲刷油路及摩擦副中的杂质。根据润滑要求，在同一台高速压力机上，可采用一套或两套润滑系统进行润滑。
为降低热变形对下死点精度的影响，一般将下横梁设计成油箱，既增大了油箱容积又增强了下横梁刚性。图7-35所示为某公司的下横梁结构，其中前后方向为贯通油箱。此外，也有公司将油箱布置在上横梁上，利用上横梁结构存放润滑油，借以冷却传动部件在高速运行过程中产生的热量（见图7-36）。
（3）油气润滑 油气润滑是将单独输送的润滑剂和压缩空气（过滤精度为5μm，气压0.3～0.4MPa）进行混合，形成紊流状油气混合流后输送到各润滑点。该润滑系统由气动泵、油气分配块、气源处理元件、控制部分和喷嘴、螺旋尼龙管等组成，可供选用的润滑油黏度范围广，可对油和气分别进行控制。
图7-35 下横梁结构
图7-36 意大利BALCONI公司高速压力机润滑系统
该润滑方式特别适合滚动轴承，具有一定的空气冷却效果，可以降低轴承的运行温度，延长轴承使用寿命。该润滑方式耗油量少，可避免其他润滑系统可能出现的漏油问题。
10.减振器
高速压力机在工作过程中，由于存在不平衡惯性力和冲压力，会产生较大振动，将影响设备正常运行和冲压品精度，影响工作人员身心健康和周围环境及其他精密设备，需要加装减振装置，予以消除或减弱。
由于高速压力机型式多样、机器制造精度和冲压品精度各异，因此，所选用的减振器存在差异性。高速压力机用减振器主要有：弹簧阻尼隔振器、气囊式阻尼隔振器和橡胶板等。
（1）弹簧阻尼隔振器 是以金属螺旋弹簧为隔振元件的等刚度线性隔振器，以其中的阻尼液吸收振动所产生的能量。该隔振器的压缩量可达60mm（对应的固有频率为2Hz）左右，阻尼系数可据设备参数确定。该隔振器低频隔振效果较好，但有效频率范围较窄、整机振幅较大并易传播高频振动。多用于中大型高速压力机，使用次数多在600SPM以内。图7-37为日本AIDA公司使用的两种隔振器。其中图7-37a型结构较复杂，为早期产品，使用时通过螺钉与压力机相连。目前可以在隔振器与机床之间放置摩擦系数较大的防滑垫板，省去螺钉连接，安装方便。
图7-37 日本AIDA公司高速压力机隔振器
（2）气囊式阻尼隔振器 气囊式阻尼隔振器（见图7-38）是以气囊为隔振元件的变刚度非线性隔振器，比弹簧阻尼隔振器更软（固有频率为1～2Hz），可以通过气囊内压实现刚度的调整，主要用在精度非常高的中小型高速及超高速压力机上。
（3）橡胶板 橡胶板据其软硬和厚度不同，最多可压缩几毫米，对小于1000次/min的高速压力机基本没有隔振效果。由于橡胶材料的耐油性、老化等原因，其隔振性能容易在一段时间后丧失。因此，以橡胶板做减振器仅用于某些精度要求不高的开式高速压力机。
图7-38 气囊式阻尼隔振器
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