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（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，首先根據經驗數據確定擠壓簡的主要尺寸、套筒的數量及其近似尺寸，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)，可根據其許用應力與壁厚系數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：
