Przedmiotem wynalazku jest wielotlokowa osio¬ wa pompa hydrauliczna z wychyllnyim wirnikiem napedowym za posrednictwem tloczysk, polaczo¬ nych przegubowo z walem napedowym. Pompa moze byc wykorzystana równiez jako silnik hy¬ drauliczny.Kazda pompa, w której ruch posuwisto zwrotny tloków w wirniku uzyskuje sie przez katowe wy¬ chylenie wirnika wzgledem osi walu napedowego, posiada przegubowe polaczenie tloczyisk zarówno z walem napedowym jak i z tlokami. W tym celu tloczyska znanych dotychczas pomp sa za¬ konczone obustronnie kuflami. Sposób osadzenia tych kul w wale napedowym i w tloku ma pod¬ stawowe znaczenie dla jakosci pracy pompy i jej zywotnosci.Znane sa sposoby osadzenia tloczysk w wale napedowym, zapewniajace niezawodnosc i trwa¬ losc przegubowego polaczenia przy wysokich cis¬ nieniach roboczych. Wysokosc cisnienia roboczego pompy jest jednak ograniczona naciskami po¬ wierzchniowymi w przegubowym polaczeniu tlo¬ czyska z tlokiem, gdyz we wszystkich znanych dotychczas rozwiazaniach sa one znacznie wyzsze od nacisków powierzchniowych polaczenia tlo¬ czyska z walem napedowym.Srednica kuni tloczyska, osadzonej w wale na¬ pedowym, jest zazwyczaj równa, liuib nawet wiek¬ sza od srednicy tloka. Natomiast srednica kuli tloczyska, osadzonej wewnatrz tloka, jest z ko¬ niecznosci mniejsza od srednicy zewnetrznej tego tloka.Obciazenie obydwóch kul tloczyska jest jedna¬ kowe, wynikajace z cisnienia roboczeglo pompy, dzialajacego na powierzchnie przekroju tloka.Przy jednakowym wiec obciazeniu, nacisk po¬ wierzchniowy kuli, osadzonej w tloku, jest wiek¬ szy od nacisku powierzchniowego kufli, osadzonej w waile napedowym. Stosunek tych nacisków jest kwadratem wantosci liczibowej stosunku srednic obydwóch kufl.Im mniejsza jest srednica tloka, tym wieksza jest róznica nacisków powierzchniowych, ponie¬ waz coraz wyrazniejszy jest wplyw grubosci scianki tloka na srednice kuli w nim osadzonej.(Dla srednic tloka wynoszacych kilkanascie mili¬ metrów, naciski powierzchniowe przegiufou tloka moga osiagac wartosci nawet trzykrotnie wieksze od wartosci cisnienia roboczego pompy. Taka za¬ leznosc prowadzi do przekroczenia dopuszczalnych nacisków powierzchniowych, w miare podwyzsza-* nia cisnien roboczjych, a tym samym do przed¬ wczesnego zuzycia powierzchni nosnych przegubu.Wzrost cisnien roboczych dotyenczasowych pomp jest wiec ograniczony w pierwszym rzedzie wy¬ sokimi naciskami powierzc liniowymi przegubowe¬ go polaczenia tloczyska z tlokiem. Celem wyna¬ lazku jest zmniejszenie tych nacisków, tak by byly one zblizone do wartosci nacisków po- w wierzchniowych przegubu laczacego tioczysko z 10 15 20 25 111 331111 331 walem napedowym. Rozwiazanie tak postawione¬ go zadania okazalo sie mozliwe dopiero po za¬ mianie dotychczasowych funkcji, spelnianych w przegubie przez tlofk i tloczysko.W przegubowym polaczeniu wedlug wynalazku, dotychczasowa funkcje kuld tloczyska przejmuje tlok, a dotychczasowa funkcje kulistego gniazda, wewnajtrz tloka, przejmuje tloczysko wyposazone w talerze, obejmiuljace z zewnatrz kuliste po¬ wierzchnie t czolowe tloka. Ta zamiana funkcji i zwiazane z nia cechy konstoukcyjnontecbnologicz- ne tloka i tloczyska sa istota wynalazku. Istota wynalazku jest w szczególnosci tlok w postaci cienkosciennej kniei z kulistymi powierzchniami czolowymi, sposób ulozyskowania tych czolowych powierzchni kulistych tloka, oraz sposób zalbudio- wy tloczyska w tloku.W porównaniu z dotychczasowymi rozwiazania¬ mi, promien kuld przegubu zosital wielokrotnie zwiekszony. Wprawdzie w przegubie czynny jest tylko odcinek kuli .przegubu, lecz cieciwa tego od¬ cinka nie jest ograniczona w zasadzie zadnymi wziglledami konstrukcyjnymi i moze byc dobrana z zapewnieniem optymalnych warunków pracy przegubowego polaczenia tloczyska z tlokiem.Oel wynalazku zostal wiec zrealizowany, przy, czym zmniejszenie nacisków powierzchniowych zostalo uzyskane równiez, w znacznej mierze, przez zmniejszenie obciazenia przegubu, gdyz taka mozlliiwoisc wynalazek reprezentuje.Wynalazek poszerza zakres wymiarowy typo¬ szeregu pomp w kierunku mniejszych srednic tlo¬ ka, gdyz wykonanie pomp z takimi tlokami jest uproszczone, w porównaniu do rozwiazan dotych¬ czasowych.Przedmiot wynalazku, w przykladowym wyko¬ naniu, jest pokazany na rysunku, którego fig. 1 przedstawia przekrój podluzny zespolu wirujace¬ go pompy, fiig. 12 — przekrój podluzny zespolu tlo¬ czyska z tlokiem,, fig. 3 — przekrój podluzny ze¬ spolu tloczyska z tlokiem, wyposazonym w kol¬ nierz. Jak widac z fig. 1 os walu srodkowego- 6 i wirnika 4 tworzy kajt z osia walu napedowego 1.Wal srodkowy 6 jest ulozyskowany w gniezdzie 5 i kolektorze 12. Kolektor jest zabudowany w korpusie pompy, niepokazanym na rysunku.Kufósta powierzchnia czolowa kolektora 12 jest powierzchnia rozrzadu oleju, a ponadto stanowi lozysko wzdluzne i poprzeczne dla wirnika 4.Gniazdo 5 jest osadzone w osi walu napedowego 1. Podczas obrotu walu napedowego i wirnika, kajtowe pochylenie wirnika wzgledem walu powo¬ duje ruchy .posuwisto zwrotne tloczysk 2 i tloków 10, prowadzonych w otworach 26 wirnika. Tloki wykonuja obroty po kole o srednicy Di rozmiesz¬ czenia otworów 26 w wirniku 4.Gniazda 3 i osadzone w nich kule 21 tloczysk 2, wykonuja obroty po kole o srednicy Di, w pla¬ szczyznie pochylonej wzgledem czola wirnika. Rzut torii tych przegubów kulistych, na plaszczyzne przekroju poprzecznego wirnika, jest; wiec elipsa.Elipsa ta jest przyczyna katowego wychylania osi tloczyska wzgUedem osi tloka, podczas ich ru¬ chów posuwisto zwrotnych.Sposób polaczenia tloczyska z tlokiem jest po¬ kazany na fig. 2. Tlok 10 jest cienkoscienna tu¬ leja o srednicy zewnetrznej d i srednicy we¬ wnetrznej d0. Czola tej tulei posiadaja powierz¬ chnie kuliste o niejednakowych promieniach R i r, q lecz wyprowadzonych ze wspólnego punktu A, le¬ zacego w osi tloka.Tloczysko 2 posiada tylko jedna kule 21 prze¬ gubu. Na cylindryczna powierzchnie 24, o sredni¬ cy d0, jest wcisniety talerz 17, z dociskiem do 10 kolnierza 22. Talerz 17 posiada kulista powierz¬ chnie o promieniu R kuli, przyleigaijajca do kuli¬ stej powierzchni czolowej tloka 10 o tym samym promieniu R kufli. Srodek kuli talerza 17 i tloka 10 jest równiez srodkiem beczki o kolowym obry- 15 sie, wykonanym na wsporniku 25 tloczyska. O- hrótowe pasowanie wspornika 25 w otworze tloka 10 umozliwia przesuniecie przez beczke talerza 17 oraz tloka 10.Tloczysko 2, z wcisnietym talerzem 17 i nasu- 20 nietym na wspornik 25 tlokiem 10, wystaje swym cylindrycznym czopem 23 poza wierzcholek kuli o promieniu r. Pozwala to na osadzenie na czopie 23 talerza 18 i r ozwalcowanie tego czopa na kra¬ wedzi talerza. Rozwalcowanie czopa 23 ustala 25 wiec polozenie wzdluzne, na tloczysku 2, tloka 10 i talerza 18, oraz zapewnia przyleganie kulistych powierzchni talerzy 17 i 18 do odpowiadajacych im kulistych powierzchni czolowych tloka 10.Wywarcie sily poprzecznej na wystajaca z tloka 30 10 czesci tloczyska 2, na przyklad na kule 21, po¬ woduje slizganie sie talerza, 17 i talerza 18 po kulistych pow*erzehniach czolowych tloka 10, oraz obrót cylindrycznej powierzchni 24 i czopa 23 wzgledem punktu A. Punkt A jest wtiec srodkiem 35 przegubu kulistego, laczacego tloczysko 2 z tlo¬ kiem 10, oraz punktem przeciecia osi tloczyska z osia tloka, podczas wychylania tloczyska w przegubie kulistym.Kajt wychylania tloczyska w tloku jest odjpo- 40 wiednio wiekszy, niz wynika to z elipsy rzutu toru kuli 21 na plaszczyzne czola wirnika 4. Jest to nieodzowne dla skompensowania niedokladno¬ sci wykonanych wzajemnego rozmieszczenia prze¬ gubów w wale napedowym i w tloku oraz dla 45 zapewnienia, podczas zabierania wirnika, odpo¬ wiedniego kata natarcia trzonu 7 tloczyska w otworze cylindrycznym tloka.Zwiekszenie kata wychylenia tloczyska powo¬ duje jednak to, ze przeguby tloczysk, osadzone 50 w wale napedowym, posiadaja wyprzedzenie ka¬ towe w stosunku do przegubowego polaczenia tlo¬ czysk z tlokami. To wyprzedzenie katowe nie moze byc zbyt duze, gdyz powoduje zwiekszenie momentu oporu zabierania wirnika, a tym samym 55 wzrost obciazenia zganiajacego trzon 7 tloczyska.Dla zapewnienia optymalnych warunków kine¬ matycznych napedu wirnika, wymagana jest wiec? wysoka dokladnosc polaczenia tloczyska z tlo¬ kiem,, zwlaszcza doboru luzu promieniowego trzo- 60 nu 7 w otworze o srednicy d0 tloka, oraz zacho¬ wania wspólosiowiosci tloka i tloczyska. Sposób polaczenia wedlug wynalazku taka dokladnosc za¬ pewnia, bowiem zachowanie wzajemnej wspól- osiowosci kufli 21, cylindrycznej powierzchni 24, 85 trzonu 7, beczki wspornika 25 i czopa 23 nie na-5 stracza trudnosci, jak równiez nie trudno jest za¬ pewnic wispóJosiowosc srednio d0 i d tloka 10.Tym samym zapewniona jest wymagana wspól- ossowosc ulozyskowania tloka na wsporniku 25 tloczyska.Podczas zabierania wirnika 4 przez tloczysko 2, jest wywierany nacisk tloczyska na tlok 10 trzo¬ nem 7 i wspornikiem 25, bez udzialu kulistych powierzchni czolowych tloka oraz taileirzy 17 i 18.To wyeliminowanie obciazenia powierzchni kuli¬ stych przegubowego polaczenia tloczyska z tlokiem jest istotna zaleta wynalazku, *w porównaniu do dotychczasowych rozwiazan.Srednica zewnetrzna talerza 18 jest • mniejsza od srednicy d tloka. Luz promieniowy tego tale¬ rza w komorze 26 wirnika, jest wyznaczony lu¬ zem promieniowym trzonu 7 w otworze tloka, z uwzglednieniem/ na zasadzie prawa dzwigni, sto¬ sunku odleglosci do* punktu A czola talerza 18 i podstawy stozka trzonu 7. To nieznaczne zmniej- szende srednicy zewneitrzalej talerza 18 nie odgry¬ wa* istotnej roM dla wspólpracy i trwalosci kuli¬ stych powierzchni o promieniu r kuli, gdyz te kulftrte powierzchnie talerza 18 i tloka 10 sa od¬ powiedzialne za prace przegubu tylko podczas zasysania oleju do komory 26. Wówczas przegub jest' obciazony tylko sila oporu tarcia tloka o gladz komory 26 i sila masowa tulei tloka, spo¬ wodowana przyspieszeniami suwu ssania. Naciski powierzchniowe talerza 18, spowodowane tymi si- laimi sa jednak nieznaczne.Podczas suwu ssania, obciazenia kuli 21 tlo¬ czyska i zawaiicowanej czesci powierzchni kuli¬ stej gniazda 3 jest powiekszone o sily tloczyska 2 oraz talerzy 17 i 18. Zakonczenie tloczyska 2 czo¬ pem 23 pozwala na wydrazenie 'komory . 11. Ko¬ mora: ta zmniejsza sile masowa tloczyska 2, a przy tym skraca dlugosc otworu 8 doprowadzaja- ceigo olej, pod cisnieniem roboczym, miedzy wspól¬ pracujace powierzchnie kuli 21 i gniazda 3. Sred1- nica tego otworu winna" byc mozliwie mala, ze wzgledów wytrzymaiosciowycih trzonu 7 i podto- czenia 9. W dotychczasowych rozwiazaniach ist¬ nieje koniecznosc drazenia tego malego oitworu na calej dlugosci tloczyska.Podczais suwu tloczenia, cisnienie robocze ole¬ ju, panujace w komorze 26 wirnika, oddzialywuje na powierzchnie czolowa tloczysika 2 o srednicy d0, oraz na powierzchnie przekroju tulei tloka 10, o srednicy zewnetrznej d i srednicy wewnetrz¬ nej d0.Osnienie dzialajace na tloczysko 2 nie powo- dujje obciazenia talerza 17. Sila skladowa prosto¬ padla do osi tloczyska, a spowodowana pochyle¬ niem osi tego tloczyska wzgledem osi tloka 10, oddzialywuje na tlok za posrednictwem wspor¬ nika 25. Wyeliminowanie wplywu tejj sily skla¬ dowej, na obciazenie kulistej powierzchni prze¬ gubowego polaczenia tloczyska z tlokiem, jest na¬ stepna istotna zaleta wynalazku, w porównaniu do dotychczasowych rozwiazan.Kufeta powierzchnia talerza 17 i przylegajaca do niej kuiMisIta powierzchnia czolowa tloka 10, jest obciazona jedynie sila spowodowana oddzia¬ lywaniem cisnienia roboczego pompy na powie- 331 6 rzchnie przekroju tulei tloka. Wystajacy! z tloka czop 23, oraz stosunkowo duza powierzchnia przekroju tego czopa, w porównaniu do jpierscie- niowego przekroju cienkosciennej tu/lei tloka, po- s woduja to, ze obciazenie kulistej powierzchni przegubowego polaczenia tloczyska z tlokiem, we¬ dlug wynalazku, jest mniejsze od obciazenia prze¬ gubów kulistych dotychczasowych rozwiazan. To zmniejszenie obciazenia przegubu jest kolejna za- 10 leta wynalazku.. - Wspornik 25, w ksztalcie beczki o obrysie ko¬ lowym, przegradza komore wewnejtrzna tloka na komory 27 i 28. Przejplyw przecieków oleju prze¬ gubowego polaczenia tloczyska z tlokiem,4jest wiec 15 dlawiony trójstopniowo: ' \ ¦ — w szczelinie miedzy kulistymi powierjschniami o promieniu r kuli; talerza 18 i tloka. 10, — w szczelinie miedzy powierzchnia beczki wspornika 25 i cylindryczna powiarzichfiia we- 20 wnetrzna tulei tloka, — w szczelinie miedzy kulistymi powierzchniami, o promieniu R kuld, talerza 17 i tloka7: Cisnienia panuijace w komorach 27 i &8 sa za¬ lezne od intensywnosci dlawienia poszczególnych 35 szczelin. Na kulistych powierzchniach ^przylega¬ nie tloka 10 do talerza 17 jest zapewmigna kom¬ pensacja luzu osiowego, w miaire zuzywania sie wspólpracujacych powierzchni. W wyp%u tej kompensacji, w komorze 28 ultrzymuje ~ Sie sto- 30 sunkowo wysokie cisnienie, nie wiele .nizsze od cisnienia roboczego, panujacego w komori*e 26.Przeplyw przecieków oleju z komory 38 ha ze¬ wnatrz tloka, przez nierównosci wspólpracajacyeti powierzchni kulistych tloka 10 i talerza 17* wply- 35 wa korzystnie na zmniejszenie nacisku powierzch¬ niowego na skutek hydrostatycznego oi^ciazenia tych powierzchni.Poniewaz powierzchnia oddzialywania iCa tlok cisnienia roboczego w komorze 26 jest^podczas 40 wychylania tloczyska, w przyblizeniu równa po¬ wierzchni docisku tego tloka do talerza A17, na¬ cisk powierzchniowy wspólpracujacych ^powierz¬ chni kulistych przegubu nie moze byc wyzszy od cisnienia roboczego i jest w przyblizeniiT dwu- 45 krotnie nizszy od feego cisnienia. Tak wiec w po¬ równaniu do dotychczasowych rozwiazali* nacisk powierzchniowy przegubowego polaczenia ^tloczy¬ ska z tlokiem zostal znacznie zmniejszotfjar, przy czym w pompach o srednicy tloków rzedu: kLlfcu- 50 nastu milimetrów to zmniejszenie nacisku'jest kil¬ kakrotne. ?V Tym samym cel wynalazku zostal zrealizowany.W porównaniu do nacisku powierzchnio\L^o ku¬ li 21 w gniezdzie 3, nacisk powierzchniowy prze- 55 gubowego .polaczenia tloczyska z tlokiemJ^sit nie¬ co wiekszy, nawet w przypadkach, gdy*ji§rednica kuli 21 nie jest wieksza od srednicy d tlfcilka.Warunki pracy i trwalosc obydwóch przegubów sa jednaik dostatecznie zblizone, poniewaz kajt 6o wierzeholkoiwy wychylania tloczyska 2 & gniez¬ dzie 3 jest kilkanascie razy wiekszy od l£$jta wy¬ chylania tloczyska w tloku. Niezaleznie -od tego, istnieje mozliwosc dowolnego zmniejszen^ naci¬ sku, w sposób przedstawiony na fig. 3. ffi tym 65 celu tlok 10 posiada kolnierz IB o srednicy ze-111.»V wnetrznej D* odpowiednio wiekszej od srednicy d.Srednicazewnetrzna talerza 17 jest równiez zwiekszona. Usztywnienie tulei tloka kolnierzem 19 potirvfcala ha wykonanie podtoczenia o srednicy D^r umosfliwiajaice ziwiejkBzenie srednicy podstawy *" stoika trzonu 7, co jest szczególnie korzystne z uwagi na wytrzymalosc tloczyska 2 na zginanie.Nacisk powierzchniowy kulistych powierzchni tloka 10 ir talerza 17 jest regulowany doborem srednicy Dj kolnierza 19. W granicznym przypad- w ku zwiejkszamia srednicy tego kolnierza, cisnienie oleju Hpanujace w komorze 28 i dzialajace na zwiekszona powierzchnie czolowa tloka 10, moze spowodowac utrate kontaktu tego tloka z tale¬ rzem 17, czemu towarzyszy zmniejszenie szczeliny i* dlawiacej miedzy przeciwlegla powierzchnia czo¬ lowa tloka, a kulista powierzchnia talerza 18.W tym granicznym przypadku ustala sie poloze¬ nie równowagi tloka, w którym to polozenie de¬ cyduje o intensywnosci dlawienia przeplywu prze- 2* cieków oleju w obydwóch szczelinach na przeciw¬ leglych powierzchniach czolowych tloka, a tym samym polozenie tloka ustala okreslone cisnienia w komorach 27 i 28, które lacznie z cisnieniem roboczym komory 26, powoduja spelnienia warun- » ku równowagi sil dzialajacym na tlok.Z uwagi na ograniczenie przecieków, srednica Dj kolnierza 19 winna byc dobrana jednak z za¬ pewnieniem stalego, optymalnego docisku tloka 10 do talerza 17. W przypadku tloka z kolnierzem, 30 jest celowe zmniejszenie srednicy czopa 23 i zrów¬ nanie je#ó powierzchni z powierzchnia podtocze¬ nia przylegajaca do wspornika 25, co upraszcza wyfejonanie tloczyska 2 i poprawia warunki pracy talerza18. 35 Jak widac z fig. 3, kolnierz 19 utrudnia obrób¬ ke wykanczajaca cylindrycznej powierzchni ze¬ wnetrznej tloka iló. Niedogodnosc ta jest jednak rekompensowana korzysciami, nieosiagalnymi w zadnych znanych dotychczas rozwiazaniach, zwla- *o szcza w przypadku szczególnie wysokich cisnien roboczych pompy.Zastrzezenia pat en t o w e 45 1. Pompa hydrauliczna osiowa wysokocisnienio¬ wa z wychyflnym wirnikiem napedzanym za po¬ srednictwem tloczysk, polaczonych przegubowo z walem napedowym, znamienna tym, ze tlok (10) w posiada kuliste powierzchnie czolowe, ulozysko- wame w talerzach (17 i 18), osadzonych na tlo- czyisku (2), w wyniku czego ten tlok (10) spel¬ nia funkcje kuli przeguibiu, przy czyni obciazenie tego przegubu jest wyznaczone cisnieniem oleju M panujacym w komorze (26) wirnika (4) i dziala¬ jacym na powierzchnie przekroju ttdka (10), sta¬ nowiacego cienkoscienna tuleje o srednicy ze¬ wnetrznej (d-Pj) i srednicy wewnetrznej (do-D0). 2. Pompa hydrauliczna osiowa wysokocisnienio¬ wa wedlug zastrz. 1, znamienna tym, ze kulista powierzchnia czolowa tloka (10), przylegajaca do kulistej powierzchni talerza (17), posiada promien (R) kuli, którego wartosc liczbowa jest wieksza od wartosci liczbowej promienia (r) kuli czolowej powierzchni tloka (10), przylegajacej do kulistej powierzchni talerza (18), przy czym te promienie sa wyprowadzone ze wspólnego punktu, który jest punktem przecinania sie osi tloczyska (2), z osia tloka (10), podczas wychylania tego tloczyska wzgledem osi tloka. 3. Pompa hydrauliczna osiowa wysokocisnienio¬ wa wedlug zastrz. 1, znamienna tym; ze srednica zewnetrzna (Dj) czola tloka (10), przylegajacego do talerza (17), jest wieksza, lub co najmniej równa srednicy d tloka, przy czym ten tlok (10)^ z kol¬ nierzem (19) o srednicy (Dj) Wiekszej od srednicy d, posiada wewnetrzne podtoczenie o srednicy (D0), umozliwiajace zwiekszenie srednicy podsta¬ wy stozka trzonu (7), odpowiadajace stosunkowi wartosci liczbowych srednio (D0 i do) tloka. 4. Pompa hydnauiHczna osiowa wysokocisnienio¬ wa wedlug zastrz. 1 luib 2, znamienna tym, ze tlok (10) jest uftotzyskowany dodatkowo na tloczy- sku (2) za pomoca wspornika (25) w ksztalcie be¬ czki, której os poprzeczna, bedaca osia symetrii jej kolowego olbrysu, przecina os tloka w punk¬ cie wyprowadzenia promieni (R i r), przy czym ten wspornik (25) odciaza kuliste powierzchnie przegubowego polaczenia od sil zewnetrznych dzia¬ lajacych na tloczysko (2), oraz przegradza komo¬ re wewnetrzna tloka na komory (27 i 28). 5. Pompa hydrauliczna osiowa wysokocisnienio*- wa wedlug zastrz. 4, znamienna tym, ze tloczy¬ sko (2) jest zakonczone kula (21) tylko od strony jego polaczenia z walem napedowym i(l), a z prze¬ ciwleglej strony jest zakonczone cylindrycznym czopem (23V o srednicy mniejszej, lub co naj¬ wyzej równej srednicy (d0) tloka (10), przy czym czop (23) wystaje ponad powierzchnie czolowa tlo¬ ka i dzialajace, na powierzchnie czolowa tego czopa (23), cisnienie oleju panujace w komorze (26), obciaza kule (21) bezposrednio, bez wywiera¬ nia nacisku na kulista powierzchnie talerza (17). 6. Pompa hydrauliczna osiowa wysokocisnienio¬ wa wedlug zastrz. 5, znamienna tym, ze poloze¬ nie wzdluzne talerza (17) na cylindrycznej po¬ wierzchni (24) tloczyska (2) jest ustalone kolnie¬ rzem (22), a polozenie wzdluzne talerza (18) na czopie (23) jest ustalone rozwalcowanlem tego czo¬ pa (23) na krawedzi czolowej talerza (18), przy czym tloczysko (2), od strony czopa (23), posiada komore (11) zmniejszajaca dlugosc otworu (8), do¬ prowadzajacego olej z komory (26) do wspólpra¬ cujacych powierzchni kulistych gniazda (3) i kuli (21).111331 Fig. 1 Fig.Z Fig, 3 PLThe subject of the invention is a multi-piston axial hydraulic pump with a pivoting impeller through piston rods, articulated with the drive shaft. The pump can also be used as a hydraulic motor. Each pump in which the reciprocating movement of the pistons in the rotor is achieved by the angular inclination of the rotor in relation to the axis of the drive shaft, has an articulated connection of the pistons with both the drive shaft and the pistons. For this purpose, the piston rods of the previously known pumps are ended on both sides with mugs. The way of placing these balls in the drive shaft and in the piston is of fundamental importance for the quality of the pump's operation and its life. There are known methods of mounting the piston rods in the drive shaft, ensuring reliability and durability of the articulated joint at high working pressures. The working pressure of the pump is limited, however, by the surface pressures in the articulated connection of the piston rod with the piston, as in all solutions known so far they are much higher than the surface pressures of the piston rod connection with the drive shaft. the stem is usually equal to, or even larger than, the diameter of the piston. On the other hand, the diameter of the piston rod ball inside the piston is necessarily smaller than the external diameter of the piston. The load on both balls of the piston rod is the same, resulting from the working pressure of the pump acting on the cross-sectional surfaces of the piston. the surface of the ball embedded in the piston is greater than the surface pressure of the mug embedded in the drive shaft. The ratio of these pressures is the square of the numerical value of the ratio of the diameters of both mugs. The smaller the diameter of the piston, the greater the difference in surface pressures, because the impact of the wall thickness of the piston on the diameter of the ball embedded in it is more and more pronounced (for a piston with diameters of a dozen of a mile). meters, the surface pressures of the piston bore can reach values up to three times the value of the pump working pressure, which leads to the exceeding of the permissible surface pressures as the working pressures increase, and thus to premature wear of the bearing surfaces of the articulation. The increase in working pressures of the existing pumps is therefore limited in the first place by the high linear pressures of the articulated connection of the piston rod with the piston. The aim of the invention is to reduce these pressures so that they are close to the surface pressures of the articulated joint connecting the rod and the piston. 10 15 20 25 111 331111 331 drive shaft. The solution of this task turned out to be possible only after changing the existing functions, fulfilled in the joint by the piston and the piston rod. In the articulated joint according to the invention, the previous function of the piston rod is taken over by the piston, and the previous function of the spherical seat inside the piston is taken over by the piston rod equipped with into the plates, encircling the outside of the spherical surfaces and the faces of the piston. This interchange of functions and the related structural and technological features of the piston and the piston rod are the essence of the invention. The essence of the invention is, in particular, a piston in the form of a thin-walled flange with spherical face surfaces, the method of bearing these spherical face surfaces of the piston, and the way the piston is slackened in the piston. Compared to the previous solutions, the radius of the spherical joint has been increased many times. Although only the ball section of the hinge is active in the articulation, the chord of this section is basically not limited by any design considerations and can be selected to ensure optimal working conditions for the articulated connection of the piston rod with the piston. The object of the invention was thus realized, the reduction of which was surface pressures have also been obtained, to a large extent, by reducing the load on the articulation, as this is what the invention represents. The invention extends the dimensional range of the pump series towards smaller piston diameters, since the manufacture of pumps with such pistons is simplified compared to solutions. The subject of the invention, in an exemplary embodiment, is shown in the drawing, Fig. 1 of which shows a longitudinal section of a pump rotating assembly, Fig. 12 - longitudinal section of a piston-piston assembly; Fig. 3 - longitudinal section of a piston-rod assembly with a piston, provided with a flange. As can be seen from Fig. 1, the axis of the middle shaft 6 and the impeller 4 forms the angle of the axis of the drive shaft 1. The middle shaft 6 is located in the seat 5 and the collector 12. The collector is installed in the pump housing, not shown in the drawing. there is an oil distribution surface and, moreover, it is a longitudinal and transverse bearing for the rotor 4. The seat 5 is seated in the axis of the drive shaft 1. During rotation of the drive shaft and the rotor, the angular inclination of the rotor with respect to the shaft causes reciprocating movements of the pistons 2 and pistons 10. guided in openings 26 of the rotor. The pistons rotate along a circle with a diameter D of the location of the holes 26 in the rotor 4. The seats 3 and the balls 21 of the piston rods 2 mounted in them rotate along a circle with a diameter Di, in a plane inclined towards the rotor face. The projection of the torii of these ball joints on the plane of the rotor cross-section is; Thus, the ellipse. This ellipse is the cause of the angular deflection of the axis of the piston rod relative to the axis of the piston during their reciprocating movements. The method of connecting the piston rod to the piston is shown in Fig. 2. The piston 10 is a thin-walled sleeve with an outside diameter and diameter of the piston. ¬ internal d0. The fronts of this sleeve have spherical surfaces with unequal radii R and r, q but derived from a common point A lying on the axis of the piston. The piston rod 2 has only one hinge ball 21. The plate 17 is pressed onto the cylindrical surface 24, with a diameter d0, with a pressure against the collar 22. The plate 17 has a spherical surface with the radius R of the sphere, adjoining the spherical face of the piston 10 with the same radius R of the mug. . The center of the ball of the plate 17 and the piston 10 is also the center of the barrel with a circular outline 15 formed on the support 25 of the piston rod. The swivel fit of the support 25 in the bore of the piston 10 enables the displacement of the plate 17 and the piston 10 through the barrel. The piston rod 2, with the pressed plate 17 and the piston 10 pushed onto the support 25, extends with its cylindrical pin 23 beyond the top of the ball with a radius r. This allows the plate 18 to be seated on the pin 23 and the pin to be rolled over the edge of the plate. The rolling of the pin 23 thus fixes the longitudinal position on the piston rod 2, the piston 10 and the plate 18, and ensures that the spherical surfaces of the plates 17 and 18 adhere to the corresponding spherical faces of the piston 10. Transverse force exerted on the parts of the piston 2 protruding from the piston 30, for example, for balls 21, it causes the plate 17 and plate 18 to slide over the spherical faces of the piston 10, and the cylindrical surface 24 and pin 23 to rotate with respect to point A. Point A is also the center 35 of the spherical joint connecting the piston rod 2 with the piston 10, and the point of intersection of the piston rod axis with the axis of the piston, during the deflection of the piston rod in the ball joint. The angle of deflection of the piston rod in the piston is correspondingly greater than it results from the ellipse of the projection of the ball path 21 onto the plane of the rotor face 4. it is essential to compensate for inaccuracies in the relative positioning of the joints in the drive shaft and piston and to ensure that the rotor is removed a corresponding angle of attack of the piston rod 7 in the cylinder bore of the piston. Increasing the angle of deflection of the piston rod causes, however, that the piston rod joints mounted 50 in the drive shaft have an angular advance in relation to the articulated connection of the pistons with the pistons. . This angular advance must not be too great, as it causes an increase in the lifting resistance of the rotor and thus an increase in the load bending the piston rod shaft 7. In order to ensure optimal kinematic conditions of the rotor drive, it is therefore necessary high accuracy of the connection of the piston rod with the piston, especially in the selection of the radial clearance of the shaft 7 in the bore of the diameter d0 of the piston, and maintaining the coaxiality of the piston and the piston rod. The method of joining according to the invention ensures such accuracy, because the maintenance of the mutual alignment of the mug 21, the cylindrical surface 24, 85 of the shank 7, the barrel of the support 25 and the spigot 23 is not too difficult, and it is not difficult to ensure the middle alignment d0 and d of the piston 10. The required alignment of the piston on the piston rod support 25 is thus ensured. When the rotor 4 is taken up by the piston rod 2, the piston rod pressure is exerted on the piston 10 by the stem 7 and the support 25, without the spherical faces of the piston and Tailers 17 and 18. This elimination of the load on the spherical surfaces of the articulated connection of the piston rod with the piston is a significant advantage of the invention, compared to the prior art. The outer diameter of the plate 18 is smaller than the diameter d of the piston. The radial clearance of this disc in the rotor chamber 26 is determined by the radial play of the shaft 7 in the piston bore, taking into account (on the right-hand lever principle) the ratio of the distance to point A of the plate face 18 and the base of the cone of the shaft 7. This is insignificant. The reduction of the outer diameter of the plate 18 does not play a significant role for the cooperation and durability of spherical surfaces with the radius of the ball, because these spherical surfaces of the plate 18 and the piston 10 are responsible for the work of the joint only when the oil is sucked into the chamber 26 The articulation is then loaded only by the frictional force of the piston against the face of the chamber 26 and the mass force of the piston sleeve due to the acceleration of the intake stroke. The surface pressures of the disk 18 caused by these forces are, however, insignificant. During the suction stroke, the load on the ball 21 of the piston and the overturned part of the spherical surface of the seat 3 is increased by the forces of the piston rod 2 and the plates 17 and 18. The end of the piston rod 2, face pem 23 allows the ventricle to be expressed. 11. Chamber: this reduces the mass force of the piston rod 2, and at the same time shortens the length of the oil-feeding hole 8, under working pressure, between the interacting surfaces of the ball 21 and the seat 3. The diameter of this hole should "be as small as possible. Due to the strength of the shaft 7 and the connection 9. In the existing solutions, it is necessary to lengthen this small hole along the entire length of the piston rod. During the pressing stroke, the working pressure of the oil in the rotor chamber 26 affects the front surface of the piston 2 with the diameter d0 and the cross-sectional surfaces of the piston sleeve 10, with the outer diameter d and the inner diameter d0. The image acting on the piston rod 2 does not cause a load on the disc 17. The component force is straight to the axis of the piston rod, and is caused by the inclination of the axis of the piston rod in relation to the axis of the piston 10, acts on the piston through the support 25. The elimination of the influence of this component force on the load on the spherical surface of the joint The fact that the piston rod is connected to the piston is a significant advantage of the invention compared to the previous solutions. The cup surface of the plate 17 and the adjoining forged face of the piston 10 are only loaded with the force caused by the influence of the working pressure of the pump on the air. the cross section of the piston sleeve. Protruding! from the piston to the pin 23, and the relatively large cross-sectional area of this pin, compared to the ring-shaped thin-walled section of the piston, cause that the load on the spherical surface of the articulated connection of the piston rod with the piston, according to the invention, is less than load on ball joints of the previous solutions. This reduction in the load on the joint is another advantage of the invention. The support 25, in the shape of a barrel with a circular contour, separates the piston's inner chamber into chambers 27 and 28. The flow of gimbal oil leaks in the piston-piston connection, 4 is thus 15 three-stage choke: '\ ¦ - in the gap between the spherical surfaces of the sphere radius r; plate 18 and piston. 10, - in the gap between the barrel surface of the support 25 and the cylindrical inner plane of the piston sleeve, - in the gap between the spherical surfaces, with a radius of R kuld, plate 17 and piston7: The pressures in the chambers 27 and 8 depend on the intensity throttling individual 35 slots. On the spherical surfaces, the contact of the piston 10 against the plate 17 ensures compensation of the axial play as the interacting surfaces wear. As a result of this compensation, a relatively high pressure is maintained in the chamber 28, not much lower than the working pressure in chamber 26. The oil leakage flow from the chamber 38 ha to the inside of the piston, due to the inequalities of the the spherical surfaces of the piston 10 and the plate 17 have a positive effect on the reduction of the surface pressure due to the hydrostatic loading of these surfaces, because the surface of the influence of the piston of the working pressure in the chamber 26 is approximately equal to 40 during the deflection of the piston rod. the surface pressure of this piston on the plate A17, the surface pressure of the mating spherical surfaces of the joint must not be higher than the working pressure and is approximately two times lower than the actual pressure. Thus, compared to the previous solutions, the surface pressure of the articulated connection of the piston rod has been significantly reduced, while in the case of pumps with a piston diameter of the order: klfcu-50 millimeters this reduction in pressure is several times. Thus, the object of the invention has been achieved. Compared to the pressure on the surface of the ball 21 in the seat 3, the surface pressure of the articulated connection of the piston rod with the piston of the sieve is slightly greater, even in cases where The diameter of the ball 21 is not greater than the diameter d of the piston. The working conditions and durability of the two joints are only sufficiently similar, because the shaft angle 6 of the shaft of the piston rod 2 & socket 3 is several times greater than the length of the piston deflection. piston. Regardless of this, there is a possibility of any reduction in pressure, as shown in Fig. 3, and for this purpose, the piston 10 has a flange IB with a diameter of ze-111. V internal D * correspondingly greater than the diameter d. 17 is also increased. Stiffening of the piston sleeve with a collar 19, total heights of the groove with the diameter D ^ r, which enables the weaving of the base diameter * "of the stem 7, which is particularly advantageous due to the bending strength of the piston rod 2. Dj of the flange 19. In a borderline case, the diameter of this flange increases, the oil pressure exerted in the chamber 28 and acting on the increased front surface of the piston 10 may cause the piston to lose contact with the plate 17, which is accompanied by a reduction in the gap and choking between the opposite face of the piston and the spherical surface of the disk 18. In this limiting case, the position of the piston equilibrium is set, in which this position determines the intensity of the throttling of the oil flow in both slots on the opposite surfaces the front ends of the piston, and thus the position of the piston, determines a specific pressure in chambers 27 and 28, which, together with the working pressure of chamber 26, result in meeting the condition of the equilibrium of the forces acting on the piston. Due to the limitation of leakages, the diameter Dj of the flange 19 should be selected while ensuring a constant, optimal pressure of the piston 10 to the plate 17. In the case of a piston with a flange, 30 it is expedient to reduce the diameter of the pin 23 and align it with the surface of the groove adjacent to the support 25, which simplifies the opening of the piston rod 2 and improves the working conditions of the plate 18. As can be seen from FIG. 3, the flange 19 makes it difficult to finish the cylindrical outer surface of the piston and the number. This inconvenience is, however, compensated by the advantages unattainable in any previously known solutions, especially in the case of particularly high pump working pressures. Caveats 45 1. High pressure axial hydraulic pump with a tilted rotor driven by pistons, articulated with the drive shaft, characterized in that the piston (10) has spherical face surfaces, mounted in the discs (17 and 18) mounted on the piston (2), as a result of which the piston (10) is spelled This joint function of the ball joint is determined by the oil pressure M prevailing in the chamber (26) of the rotor (4) and acting on the cross-sectional area of the ttdka (10), which is a thin-walled sleeve with an outer diameter (d- Pj) and inside diameter (do-D0). 2. High pressure axial hydraulic pump according to claim 1, characterized in that the spherical face of the piston (10), adjacent to the spherical surface of the plate (17), has a sphere radius (R) whose numerical value is greater than the numerical value of the radius (r) of the piston face (10), adjacent to the spherical surface of the plate (18), the radii originating from a common point, which is the point of intersection of the axis of the piston rod (2), with the axis of the piston (10) when the piston rod is pivoted about the axis of the piston. 3. High pressure axial hydraulic pump according to claim According to claim 1, characterized by; that the outer diameter (Dj) of the face of the piston (10) adjacent to the plate (17) is greater than or at least equal to the diameter of the length of the piston, this piston (10) with a flange (19) having a diameter (Dj) Larger than the diameter d, it has an internal groove with a diameter (D0), which enables the diameter of the base cone of the stem (7) to be increased, corresponding to the ratio of the average numerical values (D0 and to) of the piston. 4. High-pressure axial hydro pump according to claim 1 or 2, characterized in that the piston (10) is additionally obtained on the piston (2) by a beam-shaped support (25) whose transverse axis, being the axis of symmetry of its circular giant, cuts the piston axis at the point The output of the rays (R and r), the support (25) relieving the spherical surfaces of the articulation joint from external forces acting on the piston rod (2), and partitioning the piston's inner chamber onto the chambers (27 and 28). 5. High-pressure axial hydraulic pump - shaft according to claim 4. The piston rod (2) is terminated by the ball (21) only from the side of its connection to the drive shaft and (1), and on the opposite side it is terminated by a cylindrical journal (23V with a smaller diameter, or at least above the same diameter (d0) of the piston (10), the pin (23) protruding above the front surface of the piston and acting on the front surface of the pin (23), the oil pressure in the chamber (26) loads the balls (21) directly, without exerting pressure on the spherical surface of the disc (17). 6. The high-pressure axial hydraulic pump according to claim 5, characterized in that the longitudinal position of the disc (17) on the cylindrical surface (24) of the piston rod ( 2) is fixed by the collar (22), and the longitudinal position of the plate (18) on the pin (23) is fixed by the rolled pin (23) on the leading edge of the plate (18), the piston rod (2) on the the spigot (23) has a chamber (11) reducing the length of the opening (8) that supplies oil from the chamber (26) to connecting spherical surfaces of the seat (3) and the ball (21). 111331 Fig. 1 Fig. Z Fig. 3 EN