Przedmiotem wynalazku jest pompa hydrauliczna wielotlokowa osiowa z przegubowymi cylindrami nurnikowymi i z kulistym rozrzadem oleju* Pompa moze byc stalej lub zmiennej wydaj¬ nosci i moze byc stosowana równiez jako silnik hydrauliczny o stalej lub zmiennej chlonnosci.Znane dotychczas pompy i silniki hydrauliczne wielotlokowe osiowe posiadaja wspól- srodkowo, wzgledem osi obrotu, rozmieszczone komory robocze, w których tloki wykonuja ruchy posuwisto zwrotne. Komory te nie zmieniaja wzgledem siebie polozenia, gdyz sa wykonane w jed¬ nolitym wirniku. Jedynce* w pompie wedlug zgloszenia wynalazku P-241744 komorami roboczymi sa komory tlokowe oddzielnych cylindrów hydraulicznych i ich zabudowa, przegubami kulistymi, pozwala na wychylanie komór roboczych w dowolnym kierunku, 0 wlasnosciach uzytkowych pomp osiowych decyduja w glównej mierze sposoby rozwiazan mechanizmów napedu zespolu obrotowego, W pompach i silnikach hydraulicznych z wychylna tarcza, tloki przenosza caly moment obrotowy walu napedowego. Obciazenie poprzeczne tloków wynika tam bezposrednio z wielkosci sily tlokowej i z tangensa kata f wychylenia tarczy. Tak duze obcia¬ zenie poprzeczne nie pozwala na ogól na przekroczenie kata tf* * 18 • W pompach hydraulicznych osiowych z wychylnym wirnikiem, przenoszenie ruchu obrotowego z walu napedowego na wirnik dokonuje sie przewaznie bezposrednio przez tloczyska, osadzone przegubowo w tym wale napedo¬ wym i w tlokach. Przeguby tloczysk z walem napedowym wykonuja obroty po kole, którego rzut na plaszczyzne przekroju poprzecznego wirnika jest elipsa. Elipsa ta jest przyczyna zmiennego kierunku pochylania osi tloczyska wzgledem osi tloka. Wirnik jest zabierany przez to tloczysko, które w danej chwili posiada najwieksze pochylenie, powodujace styk trzonu tloczyska z wew¬ netrzna powierzchnia tloka. Ta wewnetrzna powierzchnia tloka, na która naciera tloczysko, moze byc tylko powierzchnia cylindryczna, gdyz tlok posiada mozliwosci obrotu wzgledem osi wzdluznej komory roboczej wirnika.2 143 016 Tloczysko, uczestniczace w zabieraniu wirnika, jest zginana belka, podparta w swych przegubach kulistych, a ponadto obciazona osiowo sila tlokowa, Ela umozliwienia wychylania tloczyska wewnatrz tloka niezbedny jest luz promieniowy. Luz ten, zmniejszajacy wytrzymalosc tloka i tloczyska, musi byc odpowiednio wiekszy niz wynika to z elipsy. Jest to nieodzowne dla kompensowania odchylek wykonawczych wymiarów wielu czesci skladowych zespolu obrotowego, a zwlaszcza wymiarów srednic Di O. rozmieszczenia przegubów kulistych. Wymagane Jest przy tym zapewnienie scisle okreslonego stosunku tych srednic, zwlaszcza w przypadku pomp o zmien¬ nej wydajnosci, W miare zmniejszania kata wiem wylacznie tloczyska pochylone odsrodkowo, atakujace powierzchnie wewnatrzna tloka pod ostrym katem natarcia, szczególnie wrazliwym na odchylki wykonawcze i stosunek rzeczywistych wymiarów srednic D i EL, Zbyt maly luz promieniowy tloczyska w tloku, przy niekorzystnym zbiegu odchylek wy¬ konawczych srednic D i EL, powodowalby zbyt ostry kat natarcia, pociagajacy za soba niepozada¬ ny wzrost obciazen poprzecznych tloczyska, tloka i ulozyskowania wirnika, nie majacych pokry¬ cia w efektywnej sile zabierania wirnika. Natomiast powiekszenie tego luzu, wymuszajace osla¬ bienie tloka lub tloczyska, powoduje to, ze wal napedowy napedza wirnik z powiekszonym wyprze¬ dzeniem katowym, co wplywa równiez bezposrednio na wzrost obciazen poprzecznych. Przy wyprze¬ dzeniu katowym walu napedowego, osie tloczysk sa bowiem pochylone stycznie do kierunku zabie¬ rania i skladowe sil tlokowych tworza hydrostatyczny moment oporowy wirnika, który musi byc pokonany przez tloczysko uczestniczace w zabieraniu wirnika. Mechanizm bezposredniego zabiera¬ nia wychylnego wirnika przez tloczyska jest wiec tylko pozornie prosty w dotychczasowych pom¬ pach, Wymaga szczególnej dokladnosci wykonania, a ograniczenie wytrzymalosciowe wymiarowe tloka i tloczyska nie pozwalaja na przekroczenie kata g* = 25° • Znane i stosowane sa pompy osiowe z przegubami Oordana, zapewniajacymi naped wirnika bez wymuszonego wyprzedzenia katowego walu napedowego. Pozwalaja one na zwiekszenie kata wy¬ chylenia wirnika do wartosci fs 30°, gdyz tloczyska sa tam obciazone tylko osiowo silami tlokowymi.Jak dotychczas nie znajduja one jednak szerszego zastosowania, glównie z powodu trud¬ nosci ulozyskowania wirnika, ograniczajacej wysokosc stosowanych cisnien roboczych.Znane sa równiez rozwiazania mechanizmu zabierania, z podwójnym przegubem Cardana za¬ budowanym na zewnatrz zespolu obrotowego, umozliwiajace dogodne ulozyskowanie wirnika i sto¬ sowanie kata wychylenia rzedu Jfa 40°, Rozwiazania te sa jednak skomplikowane w budowie i kosztowne w wykonaniu, a przede wszystkim niekorzystne pod wzgledem gabarytowym.Celem wynalazku jest zbudowanie wysokocisnieniowej pompy osiowej, z katem wychylania rzedu #% 40°, z mozliwie najprostszym mechanizmem zabierania, Erzedmiotem zainteresowania jest przy tym pompa z przegubowymi cylindrami nurnikowymi wedlug zgloszenia wynalazku P-241744, z uwagi na mozliwosc zaoszczedzenia tam znacznej ilosci wysokogatunkowego brazu* Efekt ekonomiczny, wynikajacy z wyeliminowania w tej pompie wirnika, Jest jednak niwelowany nadmiernym kosztem wykonania przegubu Cardana, Na zrealizowanie celu naprowadzilo nastepujace rozwazanie. Jesli dotychczas najczesciej stosowany sposób bezposredniego zabierania wirnika przez tloczyska jest przynajmniej pozornie najprostszy, choc ograniczajacy zakres kata £ wy¬ chylania wirnika, to zachodzi pytanie czy ten, lub podobny sposób moze byc zastosowany w pom¬ pie z przegubowymi cylindrami nurnikowymi. Zastosowanie mechanizmu bezposredniego zabierania okazuje sie mozliwe w pompie z przegubowymi cylindrami nurnikowymi, przy czym mechanizm ten nie ogranicza tu zakresu kata JT wychylania i stwarza nieoczekiwanie dodatkowe mozliwosci uzy¬ tecznego ulepszenia pompy.Istota wynalazku jest pompa hydrauliczna wielotlokowa osiowa z przegubowymi cylindrami nurnikowymi, które obarczone zostaly dodatkowa funkcja zabierania bloku rozdzielczego.Istota wynalazku jest równiez rozlaczne polaczenie bloku rozdzielczego z zabierakiem, umozli¬ wiajace ulozyskowanie przegubowe w osi walu napedowego zgodnie z patentem nr 111 377, oraz ustalanie odpowiedniego wyprzedzenia katowego tego bloku rozdzielczego wzgledem walu nape¬ dowego.143 016 3 Istota wynalazku sa w szczególnosci powierzchnie oporowe zabieraka, obejmujace po¬ wierzchnie zewnetrzne tulej cylindrów i nieruchome wzgledem przegubowych polaczen tych cylin¬ drów nurnikowych z blokiem rozdzielczym. Istota wynalazku jest ponadto obrys tych powierzchni oporowych, oddzialywujacy na kinematyke zabierania bloku rozdzielczego.Przedmiot wynalazku w przykladowym wykonaniu, jest pokazany na rysunku, którego fig. 1 przedstawia przekrój podluzny zespolu obrotowego pompy, a fig. 2 - przekrój poprzeczny tarczy zabieraka. Jak widac na fig. 1, os walu napedowego 1 tworzy kat JT z osia zabieraka 4 i bloku rozdzielczego 2. W punkcie przeciecia sie tych osi znajduje sie bowiem srodek kulistego czopa 14 walka srodkowego 13, osadzonego obrotowo w tulei zabieraka 4, który jest polaczony z blokiem rozdzielczym 2 za pomoca tulei dystansowej 5« Srodek kulistego czopa 14 jest ponadto wyznaczony punktem przeciecia sie osi korpusu pompy z osia korpusu wychylnego. Korpus pompy i sposób ulo- zyskowania w nim walu napedowego 1, oraz korpus wychylny i sposób osadzenia w nim kolektora 17 rozrzadu oleju - nie sa pokazane na rysunku. HLa przejrzystosci rysunku pokazany Jest równiez tylko jeden cylinder nurnikowy 3. W komorze roboczej 25 tulei cylindra nurnikowego 3 jest prowadzony tlok 20, zakonczony kula 21. Kule 21 sa rozmieszczone obwodowo, na kole o srednicy EL, w kulistych gniazdach walu napedowego 1 i pierscieni oporowych 22. Pierscienie oporowe 22 sa dociskane tarcza mocujaca 23 «do powierzchni czolowej walu napedowego 1. Tuleja cylindra nurnikowego 3 jest równiez zakonczona kula 12. Kule 12 sa rozmieszczone obwodowo, na kole o srednicy D , w kulistych gniazdach 11 bloku rozdzielczego 2 i pierscieni oporowych 10. Pier¬ scienie oporowe 10 sa dociskane do powierzchni czolowej bloku rozdzielczego 2 powierzchnia czolowa 8 tulei dystansowej 5. Znaczny luz promieniowy cylindrów nurnikowych 3 w otworach 26, wykonanych w dnie 9 tulei dystansowej 5, umozliwia swobodne wychylanie tych cylindrów nurni¬ kowych 3 wzgledem punktów srodkowych A przegubowych polaczen. Do przeciwleglej powierzchni czo¬ lowej 6 tulei dystansowej 5 przylega tarcza 7 zabieraka 4.Tuleja dystansowa 5 i sruby 19 lacza wiec zabierak 4 z blokiem rozdzielczym 2 w okres¬ lonej odleglosci tarczy 7 od plaszczyzny przegubowych polaczen cylindrów nurnikowych 3 z tym blokiem rozdzielczym 2. zwierzchnia czolowa bloku rozdzielczego 2, przeciwlegla do kulistych gniazd 11, jest powierzchnia kulista przylegajaca do kulistej powierzchni czolowej 18 kolekto¬ ra 17 rozrzadu oleju. Lacznie z funkcja rozrzadu oleju, ta kulista powierzchnia czolowa 18 spelnia równiez funkcje lozyska wzdluznego i poprzecznego bloku rozdzielczego 2.Drugim, przeciwleglym lozyskiem wzdluznym i poprzecznym bloku rozdzielczego 2 jest kulisty czop 14, osadzony w kulistym gniezdzie srodkowym walu napedowego 1 • Na powierzchnie czolowa walka srodkowego 13 oddzialywuje sprezyna 15t osadzona w bloku rozdzielczym 2. Rmiewaz walek srodkowy 13 posiada mozliwosc przesuwu wzdluznego w tulei zabieraka 4, zapewniona jest kompensacja odchylek wykonawczych wymiarów dlugosciowych, oraz zapewniony jest docisk kulistego czopu 14 do kulistego gniazda walu napedowego 1, a tym samym docisk bloku rozdzielczego 2 do kulistej powierzchni czolowej 18 kolektora 17f co jest nieodzowne podczas uruchamiania pompy lub silnika hydraulicznego. KLok rozdzielczy 2, polaczony sztywno z zabierakiem 4, jest wiec ulozyskowany przegubowo w osi walu napedowego. Rdczas pracy pompy, glówny docisk bloku roz¬ dzielczego 2 do kolektora 17 jest zapewniony reakcja wypadkowej sil tlokowych, wywolanych cis¬ nieniem oleju panujacym w komorach tlokowych 25, pomniejszona o sile hydrostatycznego odcia¬ zenia, wywolana cisnieniem oleju zawartym miedzy wspólpracujacymi powierzchniami kulistymi ko¬ lektora 17" i bloku rozdzielczego 2.Jak widac na fig. 1, plaszczyzna punktów srodkowych B, przegubowych polaczen tloków 20 z walem napedowym 1, jest pochylona pod katem f wzgledem punktów srodkowych A przegubowych polaczen cylindrów nurnikowych 3 z blokiem rozdzielczym 2. Ibdczas wspólnego obrctu walu nape¬ dowego 1 i bloku rozdzielczego 2 zmienna jest wiec odleglosc kuli 21 do kuli 12, •* poszcze¬ gólnych cylindrach nurnikowych 3t powodujaca suwy ssania i tloczenia tloków 20 w Komorach roboczych 25. Ruch obrotowy bloku rozdzielczego 2, dostatecznie zsynchronizowany z ruchem obro¬ towym walu napedowego 1, zapewnia zabierak 4. W tarczy 7 tego zabieraka 4 sa wykonane otwory 16, których powierzchnie sa powierzchniami oporowymi dla cylindrów nurnikowych 3, nacierajacych walcowymi lub stozkowymi powierzchniami tulej o srednicy zewnetrznej d. Rd wzgledem funkcjo¬ nalnym charakter wspólpracy, cylindrów nurnikowych 3 z otworami 16 tarczy 7, nie rózni sie4 143 016 na ogól od charakteru wspólpracy, tloczysk wewnatrz bloków, znanych dotychczas pomp z wychyl- nyn wirnikiem. W przeciwienstwie jednak do znanych rozwiazan, w pompie wedlug wynalazku nie wystepuja ograniczenia wymiarowe w tej wspólpracy, podyktowane wzgledami wytrzymalosciowymi • Funkcje zabierania realizowane sa bowiem nie wewnatrz, lecz na zewnatrz tloka 25, a nawet na zewnatrz tulei cylindra nurnikowego 3* Rdstawowym efektem takiego rozwiazania wedlug wynalazku jest zwiekszenie kata wychylenia z 25 do 40°. Wieksza jest przy tym swoboda doboru srednicy El, gdyz srednica roz¬ stawienia otworów 16 nie musi byc równa srednicy D. Sztywne, lecz rozlaczne osadzenie tarczy 7, oraz bloku rozdzielczego 2, w tulei dystansowej 5 stwarza mozliwosci doboru katowego usytuowa¬ nia otworów 16 wzgledem kulistych gniazd 11. W przypadku jednokierunkowych obrotów walu na¬ pedowego 1, istnieje wiec mozliwosc takiego usytuowania tarczy 7, wzgledem bloku rozdziel¬ czego 2, by kule 12 wyprzedzaly otwory 16, a tym samym by wyprzedzaly kule 21, osadzone w tym wale napedowym 1 • Wówczas skladowe sil tlokowych, styczne do kierunku obrotów, pomagaja za¬ bierac blok rozdzielczy 2, odciazajac cylindry nurnikowe od sil poprzecznych.Etod tym wzgledem mechanizm bezposredniego zabierania w pompie wedlug wynalazku laczy w sobie swoista wlasciwosc mechanizmów zabierania z przegubami Cardana. Katowe usytuowanie bloku rozdzielczego 2, w plaszczyznie obrotu, Jest zabezpieczone srubami 19» Do zabezpieczenia katowego polozenia tarczy 7 sluza dodatkowo rowki 24, pokazane na fig. 2. Przy raz ustalonym wzdluznym i katowym usytuowaniu tarczy 7, powierzchnie oporowe otworów 16 nie zmieniaja podczas pracy swego polozenia wzgledem kulistych gniazd 11. Obrys tych otworów 16, w przekroju po¬ przecznym tarczy 7, nie musi byc wiec kolowy.Na fig. 2 sa pokazane przykladowo otwory 16, których obrys kazdego z nich jest wyzna¬ czony dwoma otworami cylindrycznymi, o srednicach dQ, rozmieszczonymi na obwodach, których srednice kól podzialowych powoduja róznice wymiarów a i b tych otworów 16. Wymiar b, odpo¬ wiednio wiekszy od wymiaru d srednicy otworu, wplywa korzystnie na poprawe kata natarcia, skrajnie odsrodkowo wychylonych cylindrów nurnikowych 3, nie powodujac przy tym, nieuniknione¬ go dotychczas, wzrostu wyprzedzenia katowego walu napedowego 1. W porównaniu do dotychczaso¬ wych rozwiazan, w pompie wedlug wynalazku stworzona jest wiec dodatkowa mozliwosc poprawy cha¬ rakterystyki zabierania, odpowiednim doborem obrysu powierzchni oporowych mechanizmu bezposred¬ niego zabierania.Zastrzezenia patentowe 1. Pompa hydrauliczna wielotlokowa osiowa z przegubowymi cylindrami nurnikowymi zespolu obrotowego, ulozyskowanego przegubowo w osi walu napedowego i na kulistej powierzchni czolowej kolektora rozrzadu oleju, znamienna tym, ze blok rozdzielczy (2) zespolu obro¬ towego jest sprzegniety z walem napedowym (1) przez cylindry nurnikowe (3) i zebierak (4), którego otwory (16) obejmuja walcowe lub stozkowe powierzchnie tulej o srednicy zewnetrznej (d), a powierzchnie oporowe tych otworów (16), nacierane przez tuleje cylindrów nurnikowych (3), sa nieruchome wzgledem kulistych gniazd (11), w których sa osadzone kule (12) tulej tych cy¬ lindrów nurnikowych (3), przy czym rozlaczne polaczenie zabieraka (4) z blokiem rozdzielczym (2) zapewnia ustalenie wzajemnego katowego usytuowania powierzchni oporowej otworu (16) wzgle¬ dem przynaleznego jej kulistego gniazda (11)• 2. Rampa hydrauliczna wedlug zastrz. 1, znamienna tym, ze blok rozdziel¬ czy (2) jest polaczony z zabierakiem (4) tuleja dystansowa (5), której powierzchnia czolowa (6) przylega do tarczy (7) zabieraka (4), a powierzchnia czolowa (8) dna (9) tej tulei dystan¬ sowej (5) przylega do powierzchni czolowych pierscieni oporowych (10), przegubowych polaczen cylindrów nurnikowych (3) z blokiem rozdzielczym (2), przy czym zabierak (4) jest osadzony suwliwie na walku srodkowym (13), lozyskujacym przegubowo zespól obrotowy w wale napedowym (1). 3. Ebmpa hydrauliczna wedlug zastrz. 1, znamienna tym, ze wymiar (b) obrysu otworu (16), mierzony w kierunkach wychylenia odsrodkowego i dosrodkowego cylindra nur¬ nikowego (3), jest wiekszy od wymiaru (a) mierzonego prostopadle do tych wychylen odsrodkowych i dosrodkowych.143 016 Fig. 1143016 Fig. 2 Pracownia Poligraficzna UP PRL, Naklad 100 egz Cena 220 zl PLThe subject of the invention is a multi-piston axial hydraulic pump with articulated plunger cylinders and a spherical oil distribution * The pump can be of constant or variable capacity and can also be used as a hydraulic motor with constant or variable displacement. Previously known pumps and multi-piston axial hydraulic motors have common The working chambers in which the pistons make reciprocating movements are arranged centrally, in relation to the axis of rotation. These chambers do not change position with respect to each other because they are made in a single rotor. The only one * in the pump, according to the application of the invention P-241744, the working chambers are the piston chambers of separate hydraulic cylinders and their installation, ball joints, allow the working chambers to be tilted in any direction, the operational properties of axial pumps are mainly determined by the methods of solutions for the rotating unit drive mechanisms, In pumps and hydraulic motors with a swivel disc, the pistons transmit the entire torque of the drive shaft. The transverse load on the pistons there results directly from the magnitude of the piston force and the tangent of the angle f of the disc deflection. Such a high transverse load does not allow the angle tf * 18 to be exceeded. In axial hydraulic pumps with a tilting rotor, the transmission of rotational movement from the drive shaft to the rotor is usually carried out directly by the piston rods articulated in this drive shaft and pistons. The joints of the piston rods with the drive shaft rotate in a circle whose projection on the plane of the rotor cross-section is an ellipse. This ellipse is the cause of the alternating direction of inclination of the piston rod axis relative to the piston axis. The rotor is picked up by the piston rod, which at the moment has the greatest inclination that causes the piston rod shaft to contact the piston inner surface. This inner surface of the piston, against which the piston rod rubs, can only be a cylindrical surface, as the piston has the possibility of rotation about the longitudinal axis of the rotor working chamber. 2 143 016 The piston rod, participating in the receiving of the rotor, is a bent beam, supported in its spherical joints, and moreover axially loaded piston force, Ela to enable tilting of the piston rod inside the piston, radial clearance is necessary. This clearance, reducing the strength of the piston and rod, must be correspondingly greater than that resulting from the ellipse. This is indispensable for compensating for manufacturing deviations in the dimensions of many of the components of the rotating assembly, and in particular the dimensions of the diameters D O. of the arrangement of the ball joints. It is required to ensure a strictly defined ratio of these diameters, especially in the case of pumps with variable capacity. As the angle is reduced, only the piston rods inclined centrally, attacking the internal surfaces of the piston at an acute angle of attack, particularly sensitive to manufacturing deviations and the ratio of the actual dimensions of the diameters D and EL, Too small radial clearance of the piston rod in the piston, with an unfavorable convergence of the design deviations of the diameters D and EL, would cause too sharp an angle of attack, entailing an undesirable increase in the transverse loads of the piston rod, piston and rotor bearing, not having covers cia in the effective rotor pick-up force. On the other hand, increasing this clearance, forcing the piston or piston rod to weaken, causes that the drive shaft drives the rotor with increased angular distortion, which also directly influences the increase in transverse loads. In the angular advance of the drive shaft, the piston rod axles are inclined tangentially to the pick-up direction and the piston force components create a hydrostatic impeller resistance which must be overcome by the piston rod participating in the pick-up of the rotor. The mechanism of direct collection of the tilting rotor by the piston rods is therefore only seemingly simple in the existing pumps. It requires special precision of workmanship, and the dimensional strength limitation of the piston and rod does not allow the angle g * = 25 ° to be exceeded. • Axial pumps with Oordan joints, which provide rotor drive without positive advance of the angular drive shaft. They allow to increase the angle of inclination of the rotor to the value of fs 30 °, because the piston rods are loaded there only axially with the piston forces, but so far they are not widely used, mainly due to the difficulty of positioning the rotor, limiting the height of the working pressures used. There are also solutions for the pick-up mechanism, with a double cardan joint built outside the rotating unit, allowing for convenient placement of the rotor and the use of a 40 ° inclination angle. These solutions are, however, complicated in construction and expensive to implement, and above all disadvantageous in terms of The aim of the invention is to build a high-pressure axial pump with a tilting angle of #% 40 °, with the simplest possible pick-up mechanism. The object of interest is a pump with articulated plunger cylinders, according to the application of the invention P-241744, due to the possibility of saving considerable high-quality quantities bronze * The economic effect resulting from the elimination of the rotor in this pump, It is however offset by the excessive cost of the Cardan joint. The following considerations led to the achievement of the goal. If the hitherto most commonly used method of picking up the rotor directly by the piston rods is at least apparently the simplest, although limiting the range of the rotor inclination angle, the question arises whether this or the like can be used in a pump with articulated plunger cylinders. The use of the direct pick-up mechanism turns out to be possible in a pump with articulated plunger cylinders, whereby this mechanism does not limit the range of the tilting angle JT and creates, unexpectedly, additional possibilities for a useful improvement of the pump. The invention is a multi-piston axial hydraulic pump with articulated plunger cylinders, which There is also an additional function of picking up the distributor block. The invention is also based on the separable connection of the distributor block with the driver, enabling the articulation in the axis of the drive shaft according to patent No. 111 377, and determining the appropriate angle advance of this distribution block with respect to the drive shaft. 143 016 The essence of the invention is in particular the abutment surfaces of the driver, including the outer surfaces of the cylinder liners and fixed with respect to the articulated connections of these plunger cylinders with the distribution block. The essence of the invention is also the contour of these abutment surfaces, which influences the kinematics of the transfer block. The subject of the invention in an exemplary embodiment is shown in the drawing, in which Fig. 1 shows a longitudinal section of the rotating unit of the pump, and Fig. 2 - a cross section of the driver disk. As can be seen in Fig. 1, the axis of the drive shaft 1 forms the angle JT from the driving axis 4 and the distribution block 2. At the point of intersection of these axes, there is the center of the spherical pin 14 of the central roller 13, rotatably mounted in the driving bushing 4, which is connected with the distributor block 2 by means of the spacer sleeve 5. The center of the spherical pin 14 is also determined by the point of intersection of the axis of the pump casing with the axis of the pivot body. The pump body and the way of mounting the drive shaft 1 in it, as well as the tilting body and the method of mounting the oil manifold 17 in it - are not shown in the drawing. For the clarity of the drawing, only one plunger cylinder 3 is also shown. In the working chamber 25 of the plunger cylinder sleeve 3 a piston 20 is guided, the ball 21 ends. The balls 21 are arranged circumferentially, on a circle with the diameter EL, in the spherical seats of the drive shaft 1 and the support rings 22. The support rings 22 are pressed against the end face of the drive shaft 1. The plunger cylinder 3 also has a ball 12. The balls 12 are arranged circumferentially, on a circle D diameter, in the spherical seats 11 of the distribution block 2 and the support rings 10. The support rings 10 are pressed against the face of the distribution block 2 face 8 of the spacer sleeve 5. Considerable radial play of the plunger cylinders 3 in the holes 26, made in the bottom 9 of the spacer sleeve 5, makes it possible to freely swivel these plunger cylinders 3 in relation to the center points A of the articulated joints. A disk 7 of the driver 4 adheres to the opposite face 6 of the spacer sleeve 5. The spacer sleeve 5 and the screws 19 connect the driver 4 to the distributor block 2 at a certain distance of the disk 7 from the plane of articulated connections of the plunger cylinders 3 with this distributor block 2. the face of the distribution block 2, opposite the spherical seats 11, is a spherical face adjacent to the spherical face 18 of the oil manifold 17. Together with the oil distribution function, this spherical face 18 also functions as the longitudinal and transverse bearing of the distribution block 2. The second, opposite longitudinal and transverse bearing of the distribution block 2 is a spherical journal 14, embedded in the spherical center seat of the drive shaft 1 the middle 13 is influenced by a 15t spring embedded in the distribution block 2. Rmiewaz the middle roller 13 has the possibility of longitudinal shift in the driving sleeve 4, compensation for deviations in the length dimensions is provided, and the pressure of the spherical pin 14 to the spherical seat of the drive shaft 1 is ensured, and thus the distribution block 2 to the spherical face 18 of the collector 17f, which is essential when starting a pump or a hydraulic motor. The distribution block 2, rigidly connected to the driver 4, is therefore articulated in the axis of the drive shaft. During the operation of the pump, the main pressure of the distributor block 2 against the manifold 17 is ensured by the reaction of the resultant piston forces, caused by the oil pressure prevailing in the piston chambers 25, less the force of hydrostatic relief, caused by the oil pressure contained between cooperating spherical surfaces of the wheels. 1, the plane of the center points B of the articulated connections of the pistons 20 with the drive shaft 1 is inclined at an angle f with respect to the center points A of the articulated connections of the plunger cylinders 3 with the distribution block 2. Ib rotation of the drive shaft 1 and the distribution block 2, the distance between the ball 21 and the ball 12, individual plunger cylinders 3t, causing the suction and pressing strokes of the pistons 20 in the working chambers 25, is variable. Rotation of the distribution block 2 sufficiently synchronized with the movement the rotating drive shaft 1 is provided by the driver 4. The disc 7 of this driver 4 is that the holes 16, the surfaces of which are the abutment surfaces for the plunger cylinders 3, rubbing the cylindrical or conical surfaces of the sleeve with the outer diameter d. Rd, due to the functional nature of the cooperation of the plunger cylinders 3 with the holes 16 of the disc 7, does not differ in general from the nature of cooperation, the piston rods inside the blocks, previously known tilted rotor pumps. Contrary to the known solutions, in the pump according to the invention, there are no dimensional limitations in this cooperation, dictated by strength considerations. • The pick-up functions are performed not inside, but outside the piston 25, and even outside the plunger cylinder sleeve 3 * The main effect of such a solution it is according to the invention to increase the tilt angle from 25 to 40 °. The freedom to choose the diameter E1 is greater, because the diameter of the spacing of the holes 16 does not have to be equal to the diameter D. The rigid but detachable seating of the disc 7 and the distribution block 2 in the spacer sleeve 5 makes it possible to select the angular location of the holes 16 with respect to spherical seats 11. In the case of unidirectional rotation of the drive shaft 1, it is therefore possible to position the disc 7 relative to the distribution block 2 such that the balls 12 are ahead of the holes 16, and thus ahead of the balls 21 embedded in this drive shaft 1. The piston force components, tangent to the direction of rotation, then help to receive the distribution block 2, relieving the plunger cylinders from transverse forces. In this regard, the direct pick-up mechanism in the pump according to the invention combines a specific feature of the pick-up mechanisms with cardan joints. The angular positioning of the distribution block 2, in the plane of rotation, is secured by screws 19 ». To secure the angular position of the disc 7, grooves 24 are additionally used, shown in Fig. 2. Once the longitudinal and angular position of the disc 7 has been established, the thrust surfaces of the openings 16 do not change during operation its position with respect to the spherical seats 11. The outline of these holes 16, in the cross-section of the disk 7, need not be a circular ring. Fig. 2 shows, for example, holes 16, the outline of each of which is defined by two cylindrical holes, diameters dQ, located on the circumferences, the diameters of the spacing wheels of which cause the differences in the dimensions a and b of these holes 16. The dimension b, respectively greater than the dimension d of the diameter of the hole, favorably improves the angle of attack, extremely centrally tilted plunger cylinders 3, without causing of the hitherto inevitable increase in the angular advance of the drive shaft 1. Compared to the previous solutions, According to the invention, in the pump according to the invention, an additional possibility is created to improve the characteristics of the pick-up by appropriate selection of the contour of the thrust surfaces of the direct pick-up mechanism. Patent claims 1. Axial multi-piston hydraulic pump with articulated plunger cylinders of the rotary unit, mounted articulated in the axis of the drive shaft and on the spherical of the face surface of the oil timing manifold, characterized in that the distribution block (2) of the rotating assembly is coupled to the drive shaft (1) through the plunger cylinders (3) and the collector (4), the openings (16) of which include the cylindrical or conical surfaces of the sleeve with the outer diameter (d), and the abutment surfaces of these holes (16), rubbed by the plunger cylinder sleeves (3), are stationary with respect to the spherical seats (11), in which the balls (12) of the sleeve of these plunger cylinders (3) are embedded. ), while the detachable connection of the driver (4) with the distribution block (2) ensures the mutual angular position p the abutment surface of the bore (16) relative to the associated spherical seat (11). 2. Hydraulic ramp according to claim A spacer as claimed in claim 1, characterized in that the distributor block (2) is connected to the driver (4) by a spacer sleeve (5), the front surface (6) of which rests against the disk (7) of the driver (4), and the front surface (8) of the bottom (9) of this spacer (5) rests on the front surfaces of the thrust rings (10), the articulated connections of the plunger cylinders (3) with the distribution block (2), the driver (4) being slidably mounted on the central roller (13). bearing the articulated rotating unit in the drive shaft (1). 3. Hydraulic Ebmpa according to claim Fig. 1, characterized in that the dimension (b) of the contour of the opening (16), measured in the directions of the center and center deflection of the plunger cylinder (3), is greater than the dimension (a) measured perpendicularly to these centreline and center deflections. 1143016 Fig. 2 Printing House of the Polish People's Republic of Poland, Circulation 100 copies Price PLN 220 PL