有传动轴悬臂式支承结构的摇摆盘式压缩机为已知。这些结构在美国专利第3，552，886号及3，712，759号中已揭示。
参看图1，一种有传统悬臂结构的摇摆盘式压缩机1，有一个圆筒形的压缩机壳2，一个前端板3，和一个形式为缸盖4的后端板。压缩机壳2内有一个缸体21和一个曲柄腔22。前端板3固定在压缩机壳2的一个端面上，放在压缩机壳2另一端面的缸盖4，用穿过活门板5的螺栓41固定在缸体21一个端面上。在前端板3的中部形成一个孔31，传动轴6从其中穿过。
传动轴6利用一个径向滚针轴承7，支承在前端板3上旋转，伸到曲柄腔22内。一个楔形凸轮转子8与传动轴6的内端部固定连接，利用一个推力滚针轴承9，支承在前端板3的内端面上旋转，使之可随传动轴6旋转。
在中部设有锥形齿轮101的环形摇摆盘10，通过一个推力滚针轴承16，放在楔形凸轮转子8的斜表面81上，摇摆盘经一球形件12支持在支承件11的终端上作章动（nutate），在缸体21和支承件11之间插入一个键，防止支承件旋转。支承件11放在缸体21中部形成的一个中心孔211中，有一个锥形齿轮111和一个有中空部113的柄部112。一个调节螺丝17放在中心孔211的一个端部上。一个螺旋弹簧13放在柄部112的中空部113内，将支承件11推向摇摆盘10，支承件11的锥形齿轮111啮合摇摆
盘10的锥形齿轮101，防止摇摆盘10旋转。
若干气缸212在缸体21上等角地形成。每一气缸212内有活塞14滑动。每一活塞14通过每一连杆15，和摇摆盘10的圆周连接：连杆15的一端用球节和活塞14连接，另一端用球节和摇摆盘10连接。
气缸盖4有一个排出腔42和一个包围排出腔42的抽吸腔43。有一个抽吸孔51从活门板5上穿过，使抽吸腔43和气缸212相通，一个排出孔52从活门板5上穿过，使气缸212和排出腔42相通。
运转时，当传动轴6由动力源通过安装在前端板3的管形延伸部35上的电磁离合器18驱动时，凸轮转子8随传动轴6旋转，从而摇摆盘10不随凸轮转子8旋转而作章动。因此，各活塞14由于摇摆盘10的章动，而在气缸212中作往复活动。螺旋弹簧13的反弹强度可通过拧旋调节螺丝17而调节。因此，推力轴承9，凸轮转子8，摇摆盘10，锥形齿轮101，钢球12和支承件11等之间的相应轴向间隙，即使有温度变化造成的尺寸变化，和加工的尺寸误差，也可通过调节螺旋弹簧13的反弹强度，使间隙保持固定。
上述摇摆盘式的压缩机一般用作汽车空调设备的致冷压缩机，因此，在一般的使用条件下，压缩机要求有足够的耐用性。但是，在严厉条件下，例如在高温条件下长时间驾驶时，传动部件有可能咬紧（seizure），从而压缩机不能保持足够的耐用性。
对在这种条件下确已损坏的压缩机传动部件咬紧的原因作分析后，发现和（支承传动轴6的）径向滚针轴承7的内表面接触的传动轴6的外表面发生了碎裂。传动轴6上的碎块使传动部件损坏，压缩机便发生咬紧现象。
参看图2，它表示传动轴6和径向滚针轴承7的接触表面。碎裂在区域A中发生。表示传动轴6和径向轴承7实际接触表面的光泽表面为区域B。根据上面的事实，可看到传动轴6的外表面和径向轴承7的内表
面不均匀接触，即传动轴6和径向轴承7可能部分接触。
参看图3，它表示压缩机各部件间的力的关系。部分接触的原因可作下面的分析。作用在凸轮转子8上的轴向外力，包括各活塞14进行压缩的总气体压力，和轴向推力F2，F2即螺旋弹簧13的反弹强度。当活塞14在上死点上时总气体压力F1在凸轮转子8的点A上作用，点A在连杆15球节的附近。轴向推力F2在凸轮转子8的中心部位上作用。因为上述的总气体压力F1和轴向推力F2在凸轮转子8的倾斜表面81上作用，径向上产生径向分力F3及F4。
和总气体压力F1及嵯蛲屏2相反的轴向反作用力F5在推力轴承9上产生，因此轴向上的力平衡。但对分力F3及F4没有平衡力，因而产生力矩，将凸轮转子8围绕推力轴承9的点B旋转，因此凸轮转子8在和上死点相对的一侧，也就是在下死点上和推力轴承9分离。因此，传动轴6自径向轴承7的轴线倾斜，在C点和D点处，传动轴6和径向轴承7部份接触。传动轴6和径向轴承7的轴线的倾角θ，决定于径向轴承7的轴向长度和径向轴承7内表面与传动轴6外表面之间的间隙。
在上述构造中，径向轴承7的反作用力F6及F7在传动轴6上作用，力的平衡可用下式表示：
F3+F4＝F6-F7
如各尺寸定为11-14，r1或r2，如图3所示，力矩便如下式：
F3·11+F4·12+F6·13-F1（r2-r1）-F2·r2-F7·14＝0
如上所述，假定传动轴6驱动时部分接触径向轴承7，而碎裂在期间产生。在有倾角θ的条件下，从径向轴承7向传动轴6作用的轴向反作用力F6及F7随总气体压力F1变化。具有普通的间隙时，倾角θ预定在零至0.04度范围内。因此，碎裂很容易在严厉的条件下发生，例如在高空调负荷下。
图1为传统摇摆盘式压缩机的剖视。
图2为图1中传动轴外表面局部展开图。
图3为说明作用在图1中的凸轮转子和传动轴上的力的关系的解说图。
图4为本发明摇摆盘式压缩机一实施方案，其一部分的剖视，说明凸轮转子及传动轴组合件的状态。
图5为压缩机一部分的剖视，表示图4中前端板和传动轴组合件的状态。
图6为图5中组合件一部分的放大剖视，有外力在上面作用。
图7为压缩机一部分的剖视，表示有另一外力在上面作用的图5所示端板和传动轴组合件的状态。
图8为图7所示组合件一部分的放大剖视。
图9（a）为本发明另一实施方案中径向轴承的剖视。
图9（b）为压缩机一部分的剖视，表示图9（a）径向轴承组合件的状态。
图10（a）为本发明另一实施方案的径向轴承剖视。
图10（b）为压缩机一部分的剖视，表示图10（a）中径向轴承组合件的状态。
图11为压缩机一个部分的剖视，表示具有图9（a）所示的径向轴承的一个前端板，和图4所示的传动轴的组合件的状态，有一个轴向推力作用在传动轴上。
图12为压缩机一个部分的剖视，表示有外力在上面作用的图11中组合件的状态。
参看图4，表示本发明一个实施方案的传动轴和一个楔形凸轮转子的构造。凸轮转子8有楔形截面，凸轮转子8的一个轴蚨嗣嬉灾毕叨ń纾缤贾兄逽t。传动轴6的轴线在图4中用线OR表示，轴6和凸轮转子8用传统的方式组装，轴的轴线和凸轮转子8的轴向端面构成的线St垂直。本发明与之相反，传动轴6组装在凸轮转子8上，使传动轴6的轴线OS倾斜，和轴线OR形成某一角度（图4表示θ1度），从而向上死点侧伸展，也就是上死点取决于凸轮转子8的较厚的一侧。其数值可用下式求出：
θ1≥tan-1（c/l）
式中l为径向轴承7的轴向长度，c为径向轴承1内表面和传动轴6外表面之间的间隙。此外，放在凸轮转子8的轴向端面上的径向滚针轴承9的板91，在凸轮转子8的较厚部分处倾斜，形成角θ2。角θ2预定，故如果θ1是tan（c/l），从θ1减去θ2的值大于θ2。
参见图5，凸轮转子8和传动轴6的组合件。传动轴装于摇摆盘式压缩机1前端板3上。在这种情况下，轴向推力F2在传动轴6的端面上作用。由于轴向推力F2大于凸轮转子8和传动轴6连接部的强度，于是凸轮转子8的较薄的部分被推向前端板3的内端面，从而凸轮转子8的轴线OR移动到角度为φ的线OR′的位置上去。这时，径向轴承7的轴线OB和凸轮转子8的轴线OR′之间的角度变为θ2，它与图6中所示的凸轮转子8
的厚部的倾角相同。如上所述，传动轴6的轴线OS和径向轴承7的轴线OB之间的角度是θ，它由tan-1（c/l）确定。也就是，传动轴6从图4所示的传动轴6位置，向左转角度φ。因此，假如凸轮转子8和传动轴6的连接部的强度系数为k，便有等于kφ的向右的转矩Ms在传动轴6上作用。
在上述的情况中，作用在上述部分上的力和力矩的平衡，可用下式表示：
F4+F6＝F7
F2＝F5
F5R+F612-F411-F7（12+13）＝0
Ms＝k＝F7（12+13）-F612
式中11，12，13，R分别为图5中所示的尺寸，F2，F4，F5，F6，或F7为作用在图5中的上述结构上的力;F4是以轴向推力F2为基础产生的分力，F5是推力轴承9的反作用力，F6是径向轴承7的反作用力，F7是径向轴承7的反作用力。
如图7所示，在压缩机1运转时，包括总气体压力F1和轴向推力F2的外力，在凸轮转子8的倾斜表面81上作用。径向分力F3及F4根据外力F1及F2产生，在凸轮转子8的倾斜表面81上作用。这些径向分力F3，F4将凸轮转子8旋转，向上死点侧推压。因此，传动轴6围绕图5中所示的点M，向左转动，点M处在径向轴承7的外端，就是传动轴6靠向凸轮转子8的地方向下死点侧移动，从而径向轴承7的轴线OB和传动轴6的轴线OS变为平行，于是传动轴6的外表面由径向轴承7的上侧内表面支持。
传动轴6的轴线OS和凸轮转子8的轴向端面之间的角度，从图7到图4及5，改变φ度，即θ1减θ2度。假如凸轮转子8和传动轴6的连接部分的强度系数为k，向右的转矩为Ms，而Ms等于kφ，在传动轴6上
作用，传动轴6便可保证和径向轴承7的上侧内表面作均匀接触。
在上述的状况下，作用在上述各部件上的力和转矩之间的平衡，可用下式表示：
F3+F4＝F6
F1+F2＝F5
F5R-F411-F1R′-F6（12+14）＝0
Ms＝kφ＝F6（12+14）
式中11，12，13，R或R′为图6中所示的尺寸，F1，F2，F3或F4为与上述相同的力，F5是推力轴承9的反作用力，F6是径向轴承7的反作用力，Ms是由于改变传动轴6和凸轮转子8之间的夹角，在传动轴6上作用的向右的转矩。改变的角φ是角θ1减去角θ2。
如上文所述，在压缩机1运转时，传动轴6的外周表面和径向轴承7的内周部分保证均匀接触，从而防止传动轴6扯裂表面部分。并且，如图8所示，在凸轮转子8的较厚部分上的推力座圈91，和凸轮转子8的轴向端面有角度θ2。因此推力座圈91和推力轴承9均匀接触。于是也能防止推力座圈91表面部分扯裂。
参见图9（a），表示摇摆盘式压缩机所用，可提高压缩机耐用性的径向轴承的构造。径向轴承30有一个圆筒形座圈301和在座圈301内周表面上等角放置的若干滚针302。座圈的厚度不均匀，即径向座圈301的一端较厚，而另一端较薄。因此座圈301的内表面呈锥形，也就是有锥形环的形状。将径向轴承30从曲柄腔侧强压进前端板的孔31中，使推力座圈301的较厚部分接触止动环32（其位置如图9（b）所示）。径向轴承30组装后，径向轴承30的内表面变为锥形环的表面，径向轴承30的大内径处在曲柄腔侧。径向轴承30的轴线OB和锥形环表面AC之间的角度，预定为θ3度。
组装完毕的径向轴承的上述最终结构可用普通的轴承完成。也就是
如图8所示，前端板3的孔33有圆锥形，向着压缩机的外侧内径逐渐减小。将图10（a）所示结构的一般轴承34，强压进锥形孔33中，其一个端面插入孔33中，抵靠止动环32，如图10（b）所示。因此，径向轴承34的内表面变为锥环形。径向轴承34的轴线OB和锥形环表面AC之间的角度预定为θ3度。
假如每一径向轴承30及34的滚针302及342的轴向长度为1，传动轴6外表面和每一径向轴承30及34的最小内径之间的间隙为c，则角θ1可用下式表示：
θ1≥tan-1(（c+l·tanθ3）)/(l)
式中如tan（c+l·tanθ3）用θ4表示，则θ1最好大于θ4。
参看图11，表示传动轴，前端板和凸轮转子的组装结构。传动轴6用径向轴承30支承，轴向推力F2将凸轮转子8轴向推压。包括螺旋弹簧13反弹强度的轴向推力F2可用调节螺丝17调节，因而凸轮转子8的轴向端面可和推力轴承9均匀接触。由于轴向推力F2在凸轮转子8的斜表面81上作用，凸轮转子8的下死点侧也被推靠推力轴承9，因此凸轮转子8的轴线OR移动，达到线OR′上，线OR′和轴线OR间有角φ的角距。线OR′和径向轴承30的轴线OB平行，与传动轴6的轴线Os成θ4角。角θ4决定于tan-1（ (c+l·tanθ3)/(l) ）传动轴6保持在离传动轴6位置的一个角φ的角距内。
假使传动轴6和凸轮转子8之间的连接部分的强度系数为k，则有数值为kφ的右向转矩Ms在传动轴6上作用。任何力和转矩Ms的平衡用下式表示：
F4+F6＝F7
F2＝F5
F5R+F612-F411-F7（12+13）＝0
Ms＝kφ＝F7（12+13）-F612
式中11，12，13或R为各部分的尺寸，F2，F4，F5，F6或F7为作用在图9中各部分上的力，
F4：在凸轮转子8倾斜表面81上作用的径向力F2（如斜面81的倾角为α，则F4用此式表示：F4＝F2tanα）
F5：为推力轴承9的反作用力
F6：为径向轴承30的反作用力
F7：为径向轴承30的反作用力
参看图12，运转时，如总气体压力F1在凸轮转子8的倾斜表面81上死点侧的点A上作用，这时由于传动轴6在外端的点N上和径向轴承30的内表面偏心接触，于是传动轴6围绕点N向上死点侧旋转，从而和径向轴承30的内表面，在上死点侧均匀接触，如图12所示。也就是传动轴6从其图11所示的原来位置，向上死点侧旋转角θ3+θ4。因此，传动轴6的轴线Os和径向轴承30的环形圆锥表面的上侧平行。
如上所述，由于凸轮转子8，推力轴承9，摇摆盘10，锥形齿轮101，钢球12和锥形齿轮111等之间没有轴向间隙，故轴向推力F2变为F8，F8中包括防止凸轮转子8的下端部和前端板3内端面分离的力。分力F4又变为F9。当传动轴6的外表面在上死点侧和径向轴承30的内表面均匀接触时，任何力和右向转矩之间的平衡可用下式表示：
F3+F9＝F6
F1+F8＝F5
F5R-F911-F1R′-F6（12+14）＝0
Ms＝k（φ+θR）＝F6（12+14）
θR＝θ3+θ4
式中11，12，13，R或R′为各部分的尺寸，F1，F3，F8或F9为作用在图12中各部分上的力，F5为推力轴承9的反作用力，F6为径向轴承30的反作用力，Ms为根据传动轴6和凸轮转子8的夹角在（φ+θ3+θ4）范围内变化在传动轴6上作用的右向转矩，θR为图11所示传动轴6轴线Os和径向轴承30内表面上侧之间的角度。
假如压缩机运转时，轴向推力F2小于一个预定的力，而凸轮转子8的下端部不和推力轴承9接触，便可通过将凸轮转子8的轴向端面在上死点侧形成某一角度，便可与推力轴承9有均匀的接触。
虽然对本发明已结合理想实施方案详细叙述，但仅作举例而已，本发明并不以此作为限制。熟悉本技艺领域者易于理解，在本发明的范围内，还可作其他的变化和修改。