CN104976325B - 一种顺应挠度曲线的旋转轴系的轴承孔系布置方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种旋转轴系中轴承孔系的布置方法，通过对支撑旋转轴系各轴承的轴承孔轴线的位置和偏转角度进行布置，使单个轴承沿周向同一位置、轴向的不同位置所受应力或压强基本一致，从而实现对旋转轴系的支撑并消除轴系轴承自身的偏磨，其特征在于，所述各轴承按照顺应轴承的轴承孔型心处的轴系挠度曲线安装布置。本发明的方法针对轴承孔有3个或3个以上、轴系的挠度曲线在轴承孔型心处的挠度值和转角值超过制造公差和回转使用公差的工作状况的旋转轴系，在稳定负载的条件下，不但适用于轴系轴线的端部承受负载的工作状况，也可适用于承受的负载在轴系轴线上的其它轴向位置。

Description

一种顺应挠度曲线的旋转轴系的轴承孔系布置方法

技术领域

本发明属于旋转轴系设计制造技术领域，具体地，涉及一种旋转轴系的轴承孔系布置方法。

背景技术

轴系是轴、轴承和安装于轴上的传动体、密封件及定位组件组成的系统。其主要功能是支撑旋转零件，传递转矩和运动。在轴系中，轴承的位置直接影响到轴的转动状态。轴承的位置由轴承孔系的布置决定，如果轴承孔系布置不好，会导致轴承的磨损，影响轴承的使用效率，从而影响轴系的寿命，还有可能发生轴承严重磨损，造成振动显著增加，甚至引起断轴。因此轴承孔系的布置方法至关重要。

一般船舶推进轴系、航空发动机轴系、汽轮发电机轴系和多气缸的发动机曲轴的轴承有3个或更多个，这些轴系一般采用滑动轴承、静压轴承或者滚柱轴承支撑。目前，航空发动机、汽轮发电机组和多气缸的发动机等旋转轴系和短的船舶推进轴系的轴承沿旋转轴系的设计基准直线布置且轴承中心轴线与旋转轴系的设计基准直线同轴，轴系的基准直线就是轴系理论中线，并用同轴度公差和同心度公差控制所有的轴承对轴系基准直线的径向位置偏差和方向偏差。在轴系的某个具体轴向位置的同轴度公差称之为同心度公差。

而中长的船舶推进轴系可以采用沿曲线轴线控制其轴承，但该曲线受制于附加条件：推进轴系的艉管后轴承支撑点处截面转角一般应不超过3.5×10^-4rad和推进轴系安装时考虑推进轴系的挠度尽量小，即推进轴系轴承对推进轴系的设计基准直线只能合理变位偏置。国防科学技术工业委员会发布的标准“船舶推进轴系校中”中规定，当靠近螺旋桨的轴承支点处轴截面转角超过3.5×10^-4rad时，需要采取斜镗孔技术处理，即对轴承衬套或艉轴管进行一定方向上一定角度的斜镗孔，使转角符合要求。不同类型的船舶的轴系校中计算规定的艉轴承斜镗值不尽相同，通常在0.3～0.4mm/米之间。

由于轴系的现有理论基础是经典的转子动力学，经典的转子动力学不支持曲线轴线以及轴承相对基准轴线的倾斜，加之现有的测量技术和制造技术的限制，所以现有的轴系安装工艺采用权宜之计，即目前的推进轴系的艉管后轴承支撑点处截面转角计算值不超过3.5×10^-4rad,实际安装工艺中推进轴系的艉管后轴承被安装成与轴系的设计基准直线同轴，轴系的基准直线就是轴系理论中线，推进轴系的艉管后轴承支撑点处截面转角计算值超过3.5×10^-4rad才用特定的斜角镗孔。

轴承的工作部位是轴承孔和轴颈，轴承孔是轴承的支撑部位，轴颈是被轴承支撑的轴上部位，轴承中心轴线也就是轴承孔中心轴线。轴承中心轴线与相配合的轴之间由于挠度的存在会有相对的夹角，轴转动时轴承孔与轴的接触就不均匀，从而造成轴承孔与轴接触处应力或压强不均匀，使得轴承沿轴向的不同位置的磨损量不一样的状况，形成轴承的偏磨。现有的推进轴系合理校中的设计和工艺技术不能很好的解决轴承偏磨的问题，特别是艉轴后轴承自身的偏磨问题。

发明内容

针对现有技术的以上缺陷或改进需求，本发明提供了一种旋转轴系的轴承孔系的布置方法，该方法通过顺应挠度曲线，使轴承安装角度与轴系轴线之间的夹角基本为零，从而使得轴承孔与相配的轴之间的接触比较均匀，轴承沿轴向的不同位置所受应力或压强基本一致，理论上来说所受应力或压强是一样的。从而可以解决旋转轴系轴承自身的偏磨问题。本发明还提供了一种利用上述布置方法的布置轴承孔系的旋转轴系。

按照本发明的一个方面，提供一种旋转轴系轴承孔系布置方法，通过对支撑旋转轴系各轴承的轴承孔轴线的位置和偏转角度进行布置，使单个轴承沿轴向的不同位置所受应力或压强基本一致，从而实现对旋转轴系的支撑和基本消除轴系轴承自身的偏磨，其特征在于，所述各轴承按照顺应轴承的轴承孔型心处的轴系挠度曲线安装布置，也就是按顺应轴系挠度曲线安装布置，即轴承的轴承孔型心位于所述挠度曲线上。

其中旋转轴系的挠度曲线是指理论计算的旋转轴系的中心轴线的挠度曲线。

作为本发明的进一步优选，所述顺应的轴系挠度曲线安装布置具体包括：

确定所述旋转轴系的挠度曲线并进而确定该挠度曲线在各轴承孔型心处的挠度值及转角的步骤，其中所述轴系挠度曲线转角指轴系在轴承的轴承孔型心处的挠度曲线与所述旋转轴系的基准直线的夹角，所述挠度值指轴系在轴承的轴承孔型心处对轴系的基准直线的偏移量；根据所述轴承孔中心轴线与该轴承的轴承孔型心处的轴系挠度曲线的夹角的当量误差确定所述各轴承的安装角度即按顺应挠度曲线安装或是按基准直线安装的步骤，其中所述轴承的安装角度指各轴承孔中心轴线与所述旋转轴系的基准直线的夹角，以及根据上述步骤确定的轴承挠度值和安装角度，进行轴承安装，完成各轴承顺应轴承孔型心处的轴系挠度曲线的安装。

作为本发明的进一步优选，所述确定各轴承的安装角度具体为：当轴承孔的型心布置在轴系基准直线上且其中心轴线与轴系挠度曲线夹角的当量误差dt大于轴系同心度公差阈值，或轴承单边间隙差值的允许最大值阈值时，按顺应轴系挠度曲线安装，此状况就是按顺应轴系挠度曲线的转角安装；当轴承孔的型心布置在轴系基准直线上且其中心轴线与轴系挠度曲线夹角的当量误差dt小于等于轴系的同心度公差阈值或轴承单边间隙差值的允许最大值阈值时，按顺应轴系挠度曲线的安装也就是沿轴系的基准直线安装。

轴系同心度公差阈值为预先设定值，其根据轴系性能要求选取，可以为轴系同心度公差或者轴系同心度公差的一定百分比。轴承单边间隙差值的允许最大值阈值为预先设定值，可以为轴承单边间隙差值的允许最大值gap或者轴承单边间隙差值的允许最大值gap的一定百分比，其中，所述轴承单边间隙差值的允许最大值gap是指周向同一位置、轴向不同位置的单边最大间隙减去单边最小间隙的差值的允许最大值。轴承单边间隙差值是指周向同一位置、轴向不同位置的单边最大间隙减去单边最小间隙的差值。

上述百分比取值区间为（0，100%），可根据轴系性能要求选取，且上述两种阈值的百分比的值不同。

作为本发明的进一步优选，所述轴承孔中心轴线与轴系挠度曲线夹角的当量误差为dt=L×θ，其中轴系的某个轴承的长度为L，轴承孔中心轴线与轴承型心处轴系挠度曲线的夹角为θ。沿轴系的基准直线安装轴承时，θ等于轴系挠度曲线转角。

按照本发明的另一方面，提供一种利用上述方法布置其轴承孔系的旋转轴系。

作为本发明的进一步优选，所述旋转轴系为3个或3个以上的轴承且理论上共一根轴线的轴系，包括船舶推进轴系、航空发动机轴系、汽轮发动机轴系或多气缸发动机曲轴。

作为本发明的进一步优选，在计算好挠度曲线并且得到轴系的挠度曲线在轴承孔型心处的挠度值以及转角之后，再进行判断是否顺应轴承孔型心处轴系挠度曲线安装轴承。

首先计算轴承孔的型心布置在轴系基准直线上时，轴承孔中心轴线与轴承孔型心处轴系挠度曲线夹角的当量误差。该轴承孔中心轴线与轴承型心处轴系挠度曲线夹角的当量误差为：轴系中存在轴系基准轴线、轴系挠度曲线和轴承孔中心轴线，定义推进轴系的某个轴承的长度为L，轴承孔中心轴线与轴承孔型心处轴系挠度曲线的夹角为θ，则轴承孔中心轴线与轴系挠度曲线夹角的当量误差为dt=L×θ。沿轴系的基准直线安装轴承时，θ等于轴系挠度曲线转角。

因为轴系制造安装的不同，对轴承孔中心轴线与轴承型心处轴系挠度曲线夹角的当量误差要求也不同，轴系的同心度公差或轴承单边间隙差值的允许最大值gap也有所不同。由于轴颈与轴承孔的单边间隙在轴向不同位置可能大小不同，轴承单边间隙差值的允许最大值gap是指周向同一位置、轴向不同位置的单边最大间隙减去单边最小间隙的差值的允许最大值。

当轴承孔的型心布置在轴系基准直线上且其中心轴线与轴系挠度曲线夹角的当量误差dt大于轴系的同心度公差阈值或轴承单边间隙差值的允许最大值阈值时，轴承会出现轴承自身的偏磨问题，因此轴承必须按顺应轴承孔型心处轴系挠度曲线安装，此状况就是按顺应轴系挠度曲线的转角安装。当轴承孔的型心布置在挠度曲线上时，轴承的挠度值加上轴承中心轴线与轴系挠度曲线夹角的当量误差dt的和大于轴系的同心度公差阈值或轴承单边间隙差值的允许最大值阈值时，按顺应轴系挠度曲线的挠度和转角安装，否则按顺应轴系挠度曲线的安装就是沿轴系的基准直线安装。顺应轴系挠度曲线来安装轴承，需要保证轴承孔中心轴线与轴系挠度曲线夹角的当量误差dt小于轴系的同心度公差阈值或轴承单边间隙差值的允许最大值阈值。

轴系同心度公差阈值为预先设定值，其根据轴系性能要求选取，可以为轴系同心度公差或者轴系同心度公差的一定百分比。轴承单边间隙差值的允许最大值阈值为预先设定值，可以为轴承单边间隙差值的允许最大值gap或者轴承单边间隙差值的允许最大值gap的一定百分比。

上述百分比取值区间为（0，100%），可根据轴系性能要求选取，且上述两种阈值的百分比的值不同。

轴承孔位置布置好之后，接下来就是装配轴系的轴。如果轴承孔径向位置可调，那么可以先把轴装入轴承孔，然后再按照挠度曲线的要求调节轴承。如果轴承孔的位置是不可调节的，那么就要把轴承孔先布置好，然后再把制造好的轴装进轴承孔，从而完成轴系的布置。

由于这种轴承孔系的布置方法顺应了轴系的挠度曲线，使轴承安装角度与轴系挠度曲线之间的夹角基本为零，从而轴承孔与相配的轴之间的接触比较均匀，轴承沿周向同一位置、轴向的不同位置所受应力或压强基本一致，因此该布置方法将基本解决旋转轴系轴承自身的偏磨问题。

本发明适用于轴承孔有3个或3个以上，并且轴承孔中心轴线与轴承型心处轴系挠度曲线夹角的当量误差超过制造公差和回转使用公差的设定百分比值的旋转轴系，制造公差和回转使用公差一般指旋转轴系的同心度公差或轴承单边间隙差值的允许最大值。不但适用于轴系轴线的端部承受重力的工作状况，也可适用于轴系轴线的端部承受在大地坐标系中稳定负载的工作状况，还可适用于轴系轴线的其它轴向位置承受在大地坐标系中稳定负载的工作状况。

本发明适用于旋转时轴系的动态理论轴线与其挠度曲线轴线基本相同的旋转轴系，换句话说本发明适用于以轴系的挠度曲线轴线作为其旋转的动态理论轴线的旋转轴系。旋转轴系的挠度曲线包括静止状态下旋转轴系的静态挠度曲线和旋转状态下旋转轴系的当量静态挠度曲线。旋转轴系的静态挠度曲线是静止状态下的旋转轴系承受重力产生的挠度曲线。旋转状态下的轴系除了承受重力，还承受额外负载，包括综合径向力和弯矩，此额外的负载相对大地坐标系是稳定的，因此可以将此负载等效为静止状态下的轴系负载，由此求得的挠度曲线称为当量静态挠度曲线。其中，大地坐标系是它的一个直线坐标轴完全顺着重力方向或万有引力方向的坐标系。

本发明针对轴承孔有3个或3个以上、轴系的挠度曲线在轴承孔型心处的挠度值和转角值超过制造公差和回转使用公差的设定百分比值的工作状况的旋转轴系，同时该旋转轴系的轴承位置及姿态允许径向调节，轴承位置及姿态的径向调节方法可以是加工或修配等方法。在稳定负载的条件下，本发明不但适用于轴系轴线的端部承受负载（综合径向力和弯矩）的工作状况，也可适用于承受的负载在轴系轴线上的其它轴向位置。

附图说明

图1为所有轴承的轴承孔的型心布置在轴系基准直线的轴系模型示意图；

图2为轴承孔型心相对于轴系基准直线有偏离量的轴系模型示意图；

图3为三轴承轴系顺应挠度曲线按直线布置轴承的计算模型；

图4为顺应挠度曲线按直线布置三轴承轴系轴承计算模型得到的挠度曲线；

图5为三轴承轴系顺应挠度曲线按曲线布置轴承的计算模型；

图6为顺应挠度曲线按曲线布置三轴承轴系轴承计算模型得到的挠度曲线；

在所有附图中，相同的附图标记代表同样的技术特征，具体如下：1为轴承1也就是艉管后轴承，2为轴承2，3为轴承3，4为螺旋桨，5为轴系基准直线，6为法兰，7、8为轴系剩余轴承，9为减速器，10为联轴器，11为电机或者发动机。

具体实施方式

为了使本发明的目的、技术方案及优点更加清楚明白，以下结合附图，对本发明进行进一步详细说明。此处说明若涉及到具体实例时仅仅用以解释本发明，并不限定本发明。此外，下面描述的本发明各个实施方式中所涉及到的技术特征只要彼此之间未构成冲突就可以相互结合。

本实施例中以三支撑轴系为例对顺应挠度曲线的旋转轴系轴承孔系布置方法进行说明，当然本发明的方法不限于上述三支撑轴系。

本实施例的旋转轴系轴承孔系布置方法具体可以包括如下步骤：

（一）计算轴系的挠度曲线

轴系的挠度是指轴弯曲变形时相对于轴系基准直线的垂直方向的偏移量，挠度曲线则是指弯曲变形时轴线相对于基准直线形成的曲线。本实施例中优选利用国防科学技术工业委员会的标准《船舶推进轴系校中》推荐的传递矩阵法和三弯矩法计算轴系挠度曲线。

如图1所示，对于所有轴承轴承孔的型心布置在轴系基准直线上的情况，计算时所有轴承的挠度均为零。对于由n个轴承支撑和尾部承受负载的轴系，例如具体对于船舶推进轴系，尾部承受的负载为螺旋桨重力。L1为螺旋桨重心与轴承1之间的距离，L2，L3...，Ln为各轴承间轴的长度。在该模型中，螺旋桨重力、各长度都是已知的，再加上所有轴承挠度（即轴承型心处轴系的挠度为零）为零的条件，即可利用传递矩阵法或者三弯矩法求出该轴系模型的挠度曲线，如图4所示，进而得到轴系的挠度曲线在轴承处的挠度值以及转角。

对于所有轴承位置按照给定条件布置的情况，例如如图2所示的轴承1的挠度为某一设定值，那么计算时该轴承的挠度等于此设定值。设定轴系由n个轴承支撑和尾部承受负载，例如具体对于船舶推进轴系，尾部承受的负载为螺旋桨重力。L1为螺旋桨重心与轴承1之间的距离，L2，L3...，Ln为各轴承间轴的长度。在这个模型中，螺旋桨重力、各长度都是已知的，再加上所有轴承挠度为给定挠度的条件，即可利用传递矩阵法或者三弯矩法求出该轴系模型的挠度曲线，如图6所示，进而得到轴系的挠度曲线在轴承处的挠度值以及转角。

本实施例中，以旋转轴系的动力输出端为旋转轴系的尾部，对船舶推进轴系来讲则船尾为推进轴系的尾部。从尾部向发动机或电动机的方向，轴承依次定义为第一轴承、第二轴承、第三轴承、第四轴承…第n轴承。例如，具体对船舶推进轴系，推进轴系紧邻船尾螺旋桨的轴承为第一轴承（或称为艉轴后轴承），然后向发动机或电动机的方向一次定义为第二轴承（或称为艉轴中间轴承）、第三轴承（或称为艉轴前轴承）、第四轴承（或称为中间轴承）…第n轴承。

旋转轴系的基准直线是指旋转轴系的设计、安装的理论中心直线。一般在旋转轴系轴向的首尾部分分别确定一个基准点，过该首基准点和尾基准点的理论直线就是旋转轴系的基准直线。具体对于船舶推进轴系，有一个基准直线，即推进轴系的设计、安装的理论中心直线。一般在船舶推进轴系轴向的首尾部分分别确定一个基准点，过首基准点和尾基准点的理论直线就是推进轴系的基准直线。

基准点的三维位置确定:

纵向(轴向)位置：由机舱设计图纸确定。首基准点的轴向位置一般取距离主机首端l-2个肋位处或在机舱前隔舱壁上；尾基准点取在船尾零号肋位或其后1-2m处。

左右位置：单轴系的首、尾基准点左右位置位于船中纵剖面线(即轴系理论中心线的投影线)上，一般在船体建造时确定船中纵剖面线的位置;双轴系则以船中纵剖面线为基准，在其左、右按图纸规定的尺寸确定两条轴系的中线。

高度位置：用钢直尺在指定肋位处即首、尾基准点的轴向位置处，从双层底平面上的船中纵剖面线向上接取图纸规定的尺寸确定首、尾基准点高度。

本实施例中旋转轴系的第二轴承和第三轴承的轴承孔型心布置在旋转轴系的基准直线上。

旋转轴系的挠度曲线包括静止状态下旋转轴系的静态挠度曲线和旋转状态下旋转轴系的当量静态挠度曲线。旋转状态下轴系承受额外负载，包括综合径向力和弯矩，此额外的负载相对大地坐标系是稳定的，因此可以将此负载等效为静止状态下的轴系负载，由此求得的挠度曲线称为当量静态挠度曲线。其中，大地坐标系是它的一个直线坐标轴完全顺着重力方向或万有引力方向的坐标系。

计算时轴系轴线的端部可以承受稳定负载（包括综合径向力和弯矩），轴系轴线的其它部位也可以承受稳定负载。这些负载都将作为模型的已知条件计算进去。

具体地，首先建立计算模型，本实施例中以如图3所示船舶推进轴系模型为例，螺旋桨质量为100KG，轴的半径为0.02m，轴的材料为45钢，因此其密度为7900KG/m3，弹性模量E=2.06×10¹¹MPa。轴的首端有一重为9.8KG的配重。L1=0.320m，L2=1.180m，L3=1.0237m，L4=1m。轴承长度为90mm，轴承单边间隙为30μm。在该计算模型中，本实施例轴承单边间隙差值的允许最大值gap的设定百分比值（轴承单边间隙差值的允许最大值阈值）优选为gap×60%，即30μm×0.6=0.018mm。但本发明并不限于上述百分比值，也可以为其他百分比值，例如10%，20%，30%，40%，50%，70%，80%，90%等等，实际上在0-100%范围内均可，具体取值根据轴系性能要求来确定，一般是轴系性能要求越高，百分比值越低。

如果所有轴承均位于同一直线，利用国防科学技术工业委员会的标准《船舶推进轴系校中》推荐的传递矩阵法和三弯矩法即可计算轴系挠度曲线。计算出的挠度曲线如图4。

如果将轴承1的支反力设为1065N，计算出的挠度曲线如图6所示。可以看出，为了使轴承1的支反力为目标值，轴承1必须顺应挠度曲线下沉，下沉量为13.614mm，也就是轴承的偏移量为13.614mm。

（二）判断是否顺应轴承型心处轴系挠度曲线转角安装轴承

计算好挠度曲线并且得到轴系的挠度曲线在轴承处的挠度值以及转角之后，接下来进行判断是否顺应轴承型心处轴系挠度曲线转角安装轴承。

首先计算轴承孔的型心布置在轴系基准直线时，轴承孔中心轴线与轴承型心处轴系挠度曲线夹角的当量误差。定义轴承孔中心轴线与轴承型心处轴系挠度曲线夹角的当量误差为：轴系中存在轴系基准轴线、轴系挠度曲线和轴承孔中心轴线，定义推进轴系的某个轴承的长度为L，轴承孔中心轴线与轴承型心处轴系挠度曲线夹角为θ，则轴承孔中心轴线与轴系挠度曲线夹角的当量误差为dt=L×θ。沿轴系的基准直线安装轴承时，θ等于轴系挠度曲线转角。

因为轴系制造安装的不同，对轴承孔中心轴线与轴承型心处轴系挠度曲线夹角的当量误差要求也不同，轴系的同心度公差或轴承单边间隙差值的允许最大值gap也有所不同。由于轴颈与轴承孔的单边间隙在周向同一位置、轴向不同位置可能大小不同，轴承单边间隙差值的允许最大值gap是指轴向不同位置的单边最大间隙减去单边最小间隙的差值的允许最大值。

当轴承孔的型心布置在轴系基准直线上且其中心轴线与轴系挠度曲线夹角的当量误差dt大于轴系的同心度公差的设定百分比值（轴系的同心度公差阈值）或轴承单边间隙差值的允许最大值gap的设定百分比值（轴承单边间隙差值的允许最大值阈值）时，轴承会出现轴承自身的偏磨问题，因此轴承必须按顺应轴承型心处轴系挠度曲线安装，即按顺应轴系挠度曲线的转角安装。

如图3，计算得到轴承1的支反力F1=1409.6N以及轴承2的支反力F2=372.695N。轴承1型心处轴系挠度曲线与轴系基准直线夹角为3.95×10^-3rad。此时，如果轴承孔的型心布置在轴系基准直线上时，轴承孔中心轴线与轴承型心处轴系挠度曲线夹角的当量误差为90mm×3.95×10^-3=0.356mm，远大于0.018mm。因此艉管轴承必须斜镗或者使轴承按照此倾斜角度安装。类似的，轴承2处夹角为0.89×10^-3rad，当量误差为90mm×0.89×10^-3=0.08mm；轴承3处夹角为3.54×10^-5rad，当量误差为90mm×3.54×10^-5=0.0032mm。因此，轴承1与轴承2均应顺应轴承型心处轴系挠度曲线转角安装，轴承3可沿轴系基准直线安装。

对图5，轴承1型心处轴系挠度曲线与轴系基准直线夹角为18.537×10^-3rad。此时，如果轴承孔的型心布置在轴系基准直线时，轴承孔中心轴线与轴承型心处轴系挠度曲线夹角的当量误差为90mm×18.537×10^-3=1.668mm，加之轴承1的挠度值13.614mm，远大于0.018mm。因此艉管轴承必须斜镗或者使轴承按照此倾斜角度安装。类似的，轴承2处夹角为4.47×10^-3rad，当量误差为90mm×4.47×10^-3=0.4023mm；轴承3处夹角为2.72×10^-3rad，当量误差为90mm×2.72×10^-5=0.2448mm。因此，轴承1、轴承2与轴承3均应顺应轴承型心处轴系挠度曲线的转角安装，同时轴承1的轴承孔的型心需下沉计算获得的挠度值。

（三）顺应挠度曲线布置轴承孔系

根据步骤2的判断，调整轴承孔的转角以及相对轴系基准直线的偏移量为指定值，从而完成轴承孔系的布置。然后把轴装入，完成轴系的安装。

调整安装后的效果图分别如图3、图5所示。

本领域的技术人员容易理解，以上所述仅为本发明的较佳实施例而已，并不用以限制本发明，凡在本发明的精神和原则之内所作的任何修改、等同替换和改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。

Claims (7)

1.一种旋转轴系中轴承孔系的布置方法，通过对支撑旋转轴系各轴承的轴承孔轴线的位置和偏转角度进行布置，使单个轴承沿周向同一位置、轴向的不同位置所受应力或压强基本一致，从而实现对旋转轴系的支撑并消除轴系轴承自身的偏磨，其特征在于，所述各轴承按照顺应轴承的轴承孔型心处的轴系挠度曲线安装布置，其中型心为几何中心；所述轴系挠度曲线包括静止状态下旋转轴系的静态挠度曲线和旋转状态下旋转轴系的当量静态挠度曲线，旋转状态下轴系承受额外负载，该额外负载包括综合径向力和弯矩，此额外负载相对大地坐标系是稳定的，将此额外负载等效为静止状态下的轴系负载，由此求得的挠度曲线称为当量静态挠度曲线。

2.根据权利要求1所述的一种旋转轴系中轴承孔系的布置方法，其特征在于，所述顺应轴承孔型心处的轴系挠度曲线安装布置具体包括：

确定所述旋转轴系的挠度曲线并进而确定该挠度曲线在各轴承孔型心处的挠度值及转角的步骤，其中所述轴系挠度曲线转角指轴系在轴承的轴承孔型心处的挠度曲线与所述旋转轴系的基准直线的夹角，所述挠度值指轴系在轴承的轴承孔型心处对轴系的基准直线的偏移量；

根据所述轴承孔中心轴线与该轴承的轴承孔型心处的轴系挠度曲线的夹角的当量误差确定所述各轴承的安装角度，即按顺应挠度曲线安装或是按基准直线安装的步骤，其中所述轴承的安装角度指各轴承孔中心轴线与所述旋转轴系的基准直线的夹角；所述轴承孔中心轴线与轴系挠度曲线夹角的当量误差为dt＝L×θ，其中轴系的某个轴承的长度为L，轴承孔中心轴线与轴承型心处轴系挠度曲线的夹角为θ；以及

根据上述步骤确定的轴承挠度值和安装角度，进行轴承安装从而完成轴承孔系布置的步骤。

3.根据权利要求1或2所述的一种旋转轴系中轴承孔系的布置方法，其特征在于，对所述轴系中各轴承，其安装位置为其轴承孔的型心布置在该轴系的基准直线上时，确定所述各轴承的安装角度具体为：

如果轴承孔中心轴线与轴系挠度曲线夹角的当量误差dt大于轴系的同心度公差阈值或轴承单边间隙差值的允许最大值gap阈值，按轴承孔中心线顺应轴承孔型心处轴系挠度曲线转角安装各轴承；否则，各轴承按照其轴承孔中心轴线与轴系基准直线共线方式安装各轴承；

其中，所述轴承单边间隙差值的允许最大值gap是指周向同一位置、轴向不同位置的单边最大间隙减去单边最小间隙的差值的最大允许值，轴系同心度公差阈值为轴系同心度公差或者轴系同心度公差的一定百分比，轴承单边间隙差值的允许最大值gap阈值为轴承单边间隙差值的允许最大值gap或者轴承单边间隙差值的允许最大值gap的一定百分比；所述轴承孔中心轴线与轴系挠度曲线夹角的当量误差为dt＝L×θ，其中轴系的某个轴承的长度为L，轴承孔中心轴线与轴承型心处轴系挠度曲线的夹角为θ。

4.根据权利要求1或2所述的一种旋转轴系中轴承孔系的布置方法，其特征在于，对所述轴系中各轴承，其安装位置为其轴承孔的型心布置在该轴系的挠度曲线上时，确定所述各轴承的安装角度具体为：

如果轴承孔中心轴线与轴系挠度曲线夹角的当量误差dt与轴承的挠度值的和大于轴系的同心度公差阈值或轴承单边间隙差值的允许最大值gap阈值，按轴承孔中心线顺应轴承孔型心处轴系挠度曲线转角安装各轴承，否则，各轴承按照其轴承孔中心轴线与轴系基准直线共线方式安装各轴承；

其中，所述轴承单边间隙差值的允许最大值gap是指周向同一位置、轴向不同位置的单边最大间隙减去单边最小间隙的差值的最大允许值，轴系同心度公差阈值为轴系同心度公差或者轴系同心度公差的一定百分比，轴承单边间隙差值的允许最大值gap阈值为轴承单边间隙差值的允许最大值gap的一定百分比；所述轴承孔中心轴线与轴系挠度曲线夹角的当量误差为dt＝L×θ，其中轴系的某个轴承的长度为L，轴承孔中心轴线与轴承型心处轴系挠度曲线的夹角为θ。

5.一种利用权利要求1-4中任一项所述的方法布置其轴承孔系的旋转轴系。

6.根据权利要求5所述的旋转轴系，其特征在于，所述旋转轴系为3个或3个以上的轴承且理论上共一根轴线的轴系。

7.根据权利要求5所述的旋转轴系，其特征在于，所述轴系为船舶推进轴系、航空发动机轴系或汽轮发动机轴系。