擠壓筒是不銹鋼管擠壓機組工模具中最大的部件，25~30MN(2500~3000t)擠壓機的擠壓筒一套筒部件的重量達到8~10噸，50MN(5000t)擠壓機擠壓筒重約15t,60MN(6000t)擠壓機的擠壓筒重為20t,80MN(8000t)擠壓機的擠壓筒重40t,而220MN(20000t)擠壓機的擠壓筒重達100t以上。
擠壓筒是用于放置已加熱到擠壓溫度的坯料的容器。擠壓時擠壓筒內壁承受著將坯料擠壓成制品全部變形的徑向壓力，其負荷水平可以達到1000MPa以上。
擠壓筒的工作條件是十分嚴酷的。沿被加熱的擠筒內襯的長度方向上，周期性的作用有強烈的、不均勻的加熱和冷卻，高溫坯料與擠壓筒內襯壁之間接觸的高溫高壓摩擦力，高的徑向壓力，隨后又沖擊性的下降。同時，冷空氣或水通過擠壓筒內襯的孔腔，使其受到強烈的冷卻。在所有這些工作條件下，在擠壓筒的材料中引起熱超高應力。這種情況在擠壓筒前端三分之一的內襯長度上顯得尤其嚴重。由于高溫變形金屬的流動，在擠壓筒內襯前端的套筒壁上引起強烈的熱摩擦，使其產生磨損或裂紋，導致內襯損壞。
早期的擠壓筒采用的都是整體結構，現(xiàn)在這種結構的擠壓筒甚至在小噸位的擠壓機上都已被淘汰。目前，現(xiàn)代化的大型擠壓機上所采用的擠壓筒一套筒系統(tǒng)都是由2個、3個或更多的套筒組成的多層結構擠壓筒，并且在各層套筒之間都帶有一定的過盈量，以熱裝的方式裝配而成。
采用過盈配合的多層結構擠壓筒，使每層套筒的結合面上都具有一定的預應力。由于有預應力的存在，使多層結構的擠壓筒在承受擠壓產生的熱超高應力作用時，套筒之間的應力分布趨于均勻，從而使擠壓筒套筒的材料得到充分的利用；并且還可以提高熱擠壓時擠壓筒承受的單位壓力，從而提高擠壓筒套筒的使用壽命。
擠壓筒內襯套的結構形式，包括內襯套的內徑和形狀，內襯套外徑與中套內徑的配合；除了過盈配合之外，還有多種形式的配合，如圖7-4所示。擠壓筒內襯套經熱處理后，其硬度HRC達到40~45;在不重車的情況下，使用壽命達到1500~4000次。
除此之外，擠壓筒使用時，為了建立熱擠壓過程本身所需的熱力學條件，擠壓筒的預熱極為重要。擠壓筒的預熱可以提高其使用壽命。
擠壓筒預熱時，為了能快速地加熱，減小熱量損失，在外加熱的同時，最好能采用特殊可換式加熱器來預熱擠壓筒的內部，為了保持壓人套筒時在套筒和擠壓筒內產生的預應力，內加熱非常必要。若僅強烈的外加熱，將使預應力降低，從而，惡化擠壓筒套筒的工作能力。
一般對于較大噸位的臥式擠壓機，擠壓筒的預熱采用內置式的加熱元件進行預熱（圖7-5和圖7-6),而對于較小的擠壓筒，較多的是采用活動的感應加熱器（也有用熱坯料）直接放入擠壓筒內腔內進行預熱。一旦擠壓開始擠壓筒內襯便處于受熱狀態(tài)，不需要加熱，而是需要經常進行冷卻。圖7-5所示為俄羅斯制造的63MN(6300t)臥式液壓擠壓機的帶預熱裝置的三層結構擠壓筒，圖7-6所示為德國制造的帶擠壓筒測溫裝置的60MN(6000t)臥式液壓擠壓機三層結構擠壓筒。
一、擠壓筒-套筒系統(tǒng)的設計條件
擠壓筒-套筒系統(tǒng)的設計條件如下：
1. 擠壓時，擠壓筒中的內壓力分布是不均勻的，其影響因素很多。但設計計算時，認為內應力是均勻分布的。
2. 擠壓時，擠壓筒壁上的單位壓力的大小是很難確定的。在足夠精確的情況下，可以認為其等于（0.5~0.8)p,即作用在擠壓筒壁上的徑向壓力pi，將低于擠壓桿上所施加的壓力p。
擠壓力在金屬中的傳遞是不均勻的，其不同于壓力在液體中的傳遞，因此實際上在計算徑向壓力時，采用pi=(0.5~0.8)p,其中，金屬變形的難易系數(shù)（0.5~0.8)與變形金屬在一定壓力下的流動能力有關，即擠壓難變形材料時，該系數(shù)取小值。
3. 在設計計算擠壓簡一套簡系統(tǒng)部件時，首先根據(jù)經驗數(shù)據(jù)確定擠壓簡的主要尺寸、套筒的數(shù)量及其近似尺寸，然后對所選定的系統(tǒng)進行強度驗算。
4. 工藝條件決定了擠壓機工作套筒所需的內徑和擠壓力。此擠壓力為在工作套筒內孔截面上建立一定的單位壓力所必需的。
5. 擠壓筒外徑采用以下關系式確定：
6. 在擠壓筒-套筒系統(tǒng)計算時，當套筒壁厚增加至一定范圍而對最大應力數(shù)值的影響很小時，為使套筒材料的性能得到充分利用，并使沿斷面上應力較均勻地分布，在大壓力的情況下應采用組合套筒。
7. 對于多層結構的擠壓筒一套筒系統(tǒng)，可根據(jù)其許用應力與壁厚系數(shù)的關系圖表來選擇合理結構的多層擠壓筒。其保證條件是：套筒以一定的公盈裝入多層擠壓筒中，提高其承受最大壓力的能力，并在此壓力下，擠壓筒一套筒系統(tǒng)內的應力不超過允許值。
8. 擠壓筒一套筒系統(tǒng)的強度，由擠壓筒材料在工作溫度下的屈服極限（σt)和單位擠壓力所決定。在擠壓筒一套筒內表面上的最大切應力不應超過這個屈服極限。當此應力大于或等于材料熱狀態(tài)下的屈服極限，則擠壓筒應做成2、3或4層。這時整個系統(tǒng)的強度就取決于所選用材料在熱狀態(tài)下的屈服強度極限σt、σt'、σt”和擠壓筒各個套筒中產生的應力。實踐證明，在這種情況下套筒的內、外直徑比很重要。對所有套筒來講，應是相等的，即如果d/dx=U,那么U1=U2=U3.對易擠壓的金屬用較厚的套筒，即U1>U2;而對難擠壓的金屬采用較薄的套筒，即U1<U2.
在正確選擇切應力時，可正確選擇用以抵消主應力的熱裝應力。為了安全，各套簡均在一定的公盈量下進行熱裝，以使每個套筒的負荷與材料熱狀態(tài)下的屈服極限有同樣的比例。在計算時，應采用低于相應材料在熱狀態(tài)下之屈服極限。
為使套筒中的應力趨于平緩，采用如下的直徑比：
9. 在強度驗算時，因為擠壓筒部件通常是采用韌性熱強鋼制造的，因此，最近似的是按第三強度理論（最大切應力理論）和第四強度理論（能量理論）驗算。對于整體式擠壓筒，其危險點（擠壓筒內表面）上的應力不超過允用值的情況下其最大壓力，可按第三強度理論計算，也可按第四強度理論計算。
10. 多層擠壓筒的極限應力與層數(shù)無關，與整體式擠壓筒相比，其極限應力提高2倍。
11. 擠壓筒的內部壓力，在套筒橫截面的徑向上產生壓縮應力，在切線方向上產生拉伸應力。軸向應力在所有斷面中是均勻分布的，計算時可忽略不計。
12. 擠壓筒－套筒系統(tǒng)的熱裝配是在一定的公盈量下裝入已加熱到350~400℃溫度的擠壓筒中。已磨損套筒的更換可以在專用的設備上進行，也可采用專門裝置在擠壓機上頂出套筒。套筒頂出時，其壓力不允許大于3~5MPa(表壓）。因為套筒頂出后，急劇的卸壓可能引起擠壓機工作故障，甚至在大壓力下會導致擠壓機損壞。
13. 在熱裝時，應保證套筒和擠壓筒材料不會被回火而產生塑性變形，消除套筒內的原始受壓狀態(tài)，減小熱裝時的公盈將會惡化擠壓筒殼體的工作，增加套筒的應力，從而更難選擇套筒的材料。因此，過盈選擇不當可使擠壓筒使用壽命降低。
過盈量一般為筒徑的0.1%~0.2%.60MN(6000t)擠壓機在各套筒上的公盈量均為0.2%(與德國 Schloemann公司的31.5MN(3150t)擠壓機相同）。
原上海異形鋼管廠的經驗認為，過盈量為筒徑的0.15%(約為0.7~1.2mm)較為合適。
14. 在確定了多層擠壓筒由套筒熱裝和擠壓力所產生的應力之后，在選擇套筒和擠壓筒的材料時，還要考慮附加應力的存在。附加應力由以下因素產生: a. 擠壓時，套筒與熱鋼坯接觸導致擠壓筒一套筒系統(tǒng)的溫升；b. 壓力沿擠壓筒長度上傳遞的不均勻性；c. 金屬與套筒壁的熱摩擦。
根據(jù)以上因素對擠壓筒一套筒系統(tǒng)中應力產生的影響，應提出其修正值。
二、擠壓筒內襯的使用條件
擠壓筒內襯是多層擠壓筒一套筒系統(tǒng)中的易損件，其壽命一般為1500~4000次／只。擠壓筒內襯的使用條件如下：
1. 擠壓時，金屬在高溫高壓下以400mm/s的速度滑動，即使在良好的潤滑條件下，內襯內表面在1.5mm深度的范圍內被加熱到650~700℃的高溫。尤其是在靠近擠壓模一端的200~300mm的長度上，擠壓筒內襯的內表面遭受到最強烈的熱摩擦，引起最嚴重的磨損，會形成縱向劃道、內壁溝槽和表面粗糙及龜裂，進而導致內襯的報廢。因此，一般在設計多層擠壓簡一套簡系統(tǒng)的結構時。應該考慮到擠壓筒的內襯套筒可以允許調頭使用。因為使用經驗表明，在進料端的擠壓筒內襯的內表面沒有發(fā)生磨損。
另外，當內襯壓入不良或者由于中套和內襯磨損，公盈消失，會形成內襯縱向裂紋。大部分縱向裂紋的發(fā)生都在內襯壓出以后，即公盈已經消失之時。這種情況限制了內襯修復的可能性。作為預防的辦法，可以在內襯壓出以后，立即在500℃溫度下進行退火4~5h,以消除應力。
2. 國外的使用經驗已經證明，采用離心澆注的空心坯來制造擠壓筒的內襯，是最合理的工藝。因為在其制造過程中消耗最少，成本最低。
采用離心澆注空心坯作擠壓筒內襯時，其機械加工的余量，對外徑而言約為10~15mm,對內徑而言應不少于20~25mm.內襯粗加工以后再經熱處理（淬火后高溫回火）。
專門的研究確定，鍛造的擠壓筒內襯和離心澆注的擠壓筒內襯，其使用壽命相同。在各種工作條件下的實際使用，證明均可以達到1500~4000次／只的使用壽命指標。
三、臥式擠壓機的擠壓筒一套筒系統(tǒng)的計算
80MN(8000t)擠壓機擠壓筒的結構（帶預熱器）如圖7-7所示。
計算時，按作用有內外壓力的多層厚壁圓筒強度計算的方法進行。
假設：（1)沿擠壓筒長度上單位壓應力不變，且與擠壓墊上的單位壓力相等；（2)軸向壓應力不大，計算時可忽略不計；（3)所有的組成套筒經受均勻的熱制度的作用；（4)內孔在加熱器的作用下對套筒外內表面應力和變形無影響。
按Slame公式確定切向應力σt和徑向應力σr,而軸向力引起的應力σg不計。則：
在強度驗算時，因為擠壓筒部件通常是采用韌性熱強鋼制造，且其受力條件為二向的平面應力狀態(tài)。因此，對于整體式擠壓筒，在內表面危險點上的應力不超過允許值的情況下，其最大壓應力，可按第三強度理論和第四強度理論來計算。
按照第四強度理論計算時的等效應力為：
可見，多層擠壓筒的內應力絕對值始終小于許用應力絕對值。且擠壓筒的裝配次序（圖7-7)為：裝好擠壓筒殼體（將套筒2嵌入套筒1中），然后，在由套筒1和2所組成的擠壓筒殼體中嵌入內套筒3。
按式（7-8)確定最大單位力，為了便于計算，列表7-2.
第3套筒（內套筒）的內應力，即為在對每個套筒所選擇許用應力情況下，所求的整個擠壓筒的最大單位工作壓力（對應表7-2第17行）。
按式（7-10)確定擠壓筒的內應力，并與列入表7-2第17行的式（7-8)確定的單位壓力相比較得：
