"タービンホィール2の、またはタービンホィール2とコンプレッサホィール4の、軸3のための軸受配置であって、その場合に1.1タービンホィール2が車両駆動アグリゲートの排ガスによって駆動されており、1.2静的なハウジング9を有し、前記ハウジングが1.3ハウジング9に対して回転運動可能に配置された軸受ブッシュ10と第1の軸受間隙11を形成し、その場合に1.4軸受ブッシュ10が軸3を回転運動可能に収容し、かつこの軸と第2の軸受間隙12を形成する、前記軸受配置において、1.5軸3の回転軸14に関する第1の軸受間隙11と第2の軸受間隙12の半径r1、r2の比r1/r2が、軸受ブッシュ10の最大の軸方向の広がりxにわたって少なくとも1回変化することを特徴とする軸受配置。軸受間隙11、12が、互いに対して偏心して配置されており、あるいは軸受間隙11、12の少なくとも1つが、軸方向に変化する間隙幅b1、b2を有していることを特徴とする請求項1に記載の軸受配置。タービンホィール2の、あるいはタービンホィール2とコンプレッサホィール4の、軸3のための軸受配置であって、その場合に、3.1タービンホィール2が車両駆動アグリゲートの排ガスによって駆動されており、3.2静的なハウジング9を有し、前記ハウジングが、3.3ハウジング9に対して回転運動可能に配置された軸受ブッシュ10と第1の軸受間隙11を形成し、その場合に、3.4軸受ブッシュ10が軸3を回転運動可能に収容し、かつその軸と第2の軸受間隙12を形成する、前記軸受配置において、3.5軸受間隙11、12が、互いに対して偏心して配置されていることを特徴とする軸受配置。軸受間隙11、12が、軸方向に一定の間隙幅を有していることを特徴とする請求項1または3のいずれか1項に記載の軸受配置。軸3の回転軸14に関する第1の軸受間隙11と第2の軸受間隙12の半径r1、r2の比r1/r2が、軸受ブッシュ10の最大の軸方向の広がりxにわたって少なくとも1回変化し、あるいは軸受間隙11、12の少なくとも1つが、軸方向に変化する間隙幅b1、b2を有していることを特徴とする請求項3に記載の軸受配置。タービンホィール2の、あるいはタービンホィール2とコンプレッサホィール4の、軸3のための軸受配置であって、その場合に6.1タービンホィール2が車両駆動アグリゲートの排ガスによって駆動されており、6.2静的なハウジング9を有し、前記ハウジングが、6.3ハウジング9に対して回転運動可能に配置された軸受ブッシュ10と第1の軸受間隙11を形成し、その場合に、6.4軸受ブッシュ10が軸3を回転運動可能に収容し、かつその軸と第2の軸受間隙12を形成する、前記軸受配置において、6.5軸受間隙11、12の少なくとも1つが、軸方向に変化する間隙幅b1、b2を有していることを特徴とする軸受配置。軸3の回転軸14に関する第1の軸受間隙11と第2の軸受間隙12の半径r1、r2の比r1/r2が、軸受ブッシュ10の最大の軸方向の広がりxにわたって少なくとも1回変化し、あるいは軸受間隙11、12が互いに対して偏心して配置されていることを特徴とする請求項6に記載の軸受配置。軸受間隙11、12の少なくとも1つが、回転軸14および/または他の軸受間隙12、11に対して傾斜して配置されていることを特徴とする請求項1から7のいずれか1項に記載の軸受配置。両方の軸受間隙11、12が、互いに対して傾斜して配置されていることを特徴とする請求項1から8のいずれか1項に記載の軸受配置。軸受間隙11、12の1つが、その半径r1、r2の少なくとも1つの連続的あるいは飛躍的な変化を有していることを特徴とする請求項1から9のいずれか1項に記載の軸受配置。軸受ブッシュ10の材料厚みおよび/または材料性質が、軸方向の幅xの推移において変化することを特徴とする請求項1から10のいずれか1項に記載の軸受配置。軸受ブッシュ10が、その幾何学的中心軸に関して静的および/または動的な不釣り合いを有していることを特徴とする請求項1から11のいずれか1項に記載の軸受配置。少なくとも1つの軸受間隙11,12が、その周面に沿って異なる間隙厚みで寸法決めされていることを特徴とする請求項1から12のいずれか1項に記載の軸受配置。軸受ブッシュ10が、実質的に軸3の回転軸14の方向に作用する復帰部材、特にばね部材、の復帰力F、特にばね力、に抗して移動可能であることを特徴とする請求項1から13のいずれか1項に記載の軸受配置。前記軸受ブッシュ10から独立して、請求項1から14のいずれか1項に記載の少なくとも1つの第2の軸受ブッシュ10が、軸3とハウジング9の間に配置されていることを特徴とする請求項1から14のいずれか1項に記載の軸受配置。これを背景として、本発明の課題は、望ましくない振動が回避され、同時に製造の際の手間と費用が減少されるように形成された、タービンホィールの、またはタービンホィールとコンプレッサホィールの軸のための軸受配置を提供することにある。この課題は、請求項1の特徴部分に記載の特徴を有する軸受配置によって解決される。請求項3および6の特徴部分に記載の特徴は、上に挙げた課題のための代替的な独立した解決を提供する。それぞれそれに従属する下位請求項は、それぞれの本発明に基づく軸受配置の特に好ましい、かつ効果的な展開を記述している。上に挙げた課題の第1の解決は、請求項1の特徴部分によれば、軸の回転軸に関する第1の軸受間隙と第2の軸受間隙の半径の比が、軸受ブッシュの最大の軸方向の広がりにわたって少なくとも1回変化することによって、達成される。従って2つの軸受間隙は、たとえば互いに対して斜めに延びているので、フローティング軸受ブッシュが実質的に円錐状に形成されている。また、軸方向において連続的または飛躍的に互いに移行する複数の段をもって延びる軸受間隙を有する形態も、考えられる。そして、軸受間隙を、それらが異なる軸方向の長さを有するか、あるいは軸方向において異なる位置に配置されるように、形成することも、考えられる。それによっても、フローティング軸受ブッシュの軸方向の広がりにわたってその半径の比における変化ないし飛躍がもたらされる。それに対する代替案が、請求項3の特徴部分に記載の特徴によって記述されている。本発明に基づく軸承のこの形態によれば、軸受間隙が互いに対して偏心して配置されている。軸受間隙は、ここでも真円筒の外表面の形式で形成することができる。もちろん、それぞれの真円筒の中心軸は、互いに完全に等しくはなく、互いに平行に並べられ、あるいは特に互いに角度をもって延びることができる。従って軸受間隙のこのような互いに対して偏心した配置も、上述した課題を解決することができる。これまで説明して来た本発明に基づく解決にわたって特に好ましいかつ効果的なやり方で、軸受間隙は、軸方向に一定の間隙幅を有している。軸受間隙自体の推移に依存しない、この軸方向における軸受間隙の一定の間隙幅は、特に簡単かつ効率的な構造を表し、その構造は特に製造においてそれに応じて簡単に実現することができる。それは、さらに、一定の間隙幅を有する軸受間隙によって、提供されるすべての軸承面にわたって効率的かつ均一な軸承を許す。そしてさらに、請求項6の特徴部分に挙げられているような解決も、上に挙げた課題を解決することができる。その場合に、軸受間隙の少なくとも1つは、その軸方向において間隙幅に、従って径方向の間隙寸法に、関して変化する。その場合に構造は、円錐状の軸受間隙を有する。その場合に、3つすべての幾何学的解決変形例は、同一の機構に基づいている。解決変形例は、それぞれ個々に、かつ/または互いに組み合わせて使用することができる。これらの形態の基礎となる共通の効果は、振動励振が最小限に抑えられることを、可能にする。従って軸承の信頼性が向上し、音響的放出が減少される。上で説明した、それぞれ単独または互いに組み合わせた幾何学的形態は、発明者の調査によれば、駆動中に多次元のベクトル場の形式の力を発生させることができ、その力は同時に、たとえば回転軸の方向に作用するベクトル成分によって、軸受配置の安定化も、振動の減少ももたらす。さらに、アキシャル軸受は、然るべき力によって負荷を除かれ、あるいは所定の場合においては、特にアキシャル軸受を完全に省くことができる。その場合に本発明に基づく考え方は、きわめて簡単かつ安価に実現される。というのは、その考えはすでに生じている振動の作用を緩和しようとするのではなく、この種の望ましくない振動がその発生においてすでに阻止されるからである。特に軸受間隙の偏心した配置において、あるいはそれと組み合わせて、さらに、所望の不釣り合いが生じ、それが振動励振に有意義なやり方で拮抗作用する。軸受配置の本発明に基づく構造の特に好ましい展開において、さらに、2つの軸受間隙が互いに対して傾斜して形成されている。異なる符号を有するその勾配に基づいて、駆動において力がもたらされ、その力は常に軸方向におけるベクトル成分も有している。勾配に従って一方の軸受間隙におけるベクトル成分は、他方の軸受間隙におけるのとは逆の方向に延びているので、それによって駆動中に軸受配置の側方の安定性がもたらされる。本発明に基づく軸承の他のきわめて好ましい形態において、軸受ブッシュの材料厚みおよび/または材料性質が、軸受ブッシュの軸方向の広がりの推移において変化する。所望の幾何学配置によってもたらされる、軸受ブッシュの異なる肉厚ないし材料厚みの他に、形状変化に伴って重心の変化とその結果、動的挙動の本質的な変化が生じる。これを、所定の振動挙動を保証するために利用することができる。同様に、この効果は、異なる材料、たとえば密度の異なる材料によっても、達成することができる。それぞれの軸受間隙内の潤滑油の流れ状況も、表面構造化によって、あるいは表面粗度の使用によって、調節される。本発明に基づく軸受配置のきわめて好ましい展開によれば、さらに、軸受ブッシュはその幾何学的中心軸に関して静的および/または動的な不釣り合いを有している。それによって軸受間隙内の圧力構築が支援される。同時に上で説明した形態に基づいて、軸に対する軸受ブッシュの予め定められた回転数差を調節することができ、それがたとえば、望ましくない音響効果の回避に用いられる。すなわち、実際において、軸の回転数に関して20から50の軸受ブッシュの好ましい回転数を調節することができ、それが特に効果的であると実証されている。種々の可能な変形例における、本発明に基づく軸受配置の他の好ましい形態が、残りの従属請求項から明らかにされ、かつ、以下で図面を参照して詳しく説明する、実施例を用いて明確にされる。図1の表示において、排ガスターボチャージャ1が認識され、それを例にとって本発明を説明する。それと同様、本発明はターボコンパウンドシステムの軸とタービンホィールに移し替えることもできることは、もちろんである。排ガスターボチャージャ1は、タービンホィール2、軸3およびコンプレッサホィール4を有している。タービンホィール2の外周面の回りを一周する螺旋ハウジング5を介して排ガス、たとえば図示されない内燃機関の領域からの熱い排ガスが、タービンホィール2の領域内へ流入して、その羽根6によってそれを駆動する。その場合に、ここに示す実施例において、螺旋ハウジング5とタービンホィール2の羽根6との間に案内羽根7を有する可変のタービン案内格子が見られる。これは、一般的な従来技術から知られており、かつターボチャージャ1においてしばしば一般的である。しかしそれは、本発明に何ら影響を持たないので、その機能性については詳細には触れない。排ガスターボチャージャ1は、案内羽根7なしで実現することもできる。軸3がタービンホィール2と相対回動不能に結合されており、その軸自体はコンプレッサホィール4と相対回動不能に結合されている。コンプレッサホィール4は、周囲から新鮮空気を吸い込んで、それを、コンプレッサホィール4を取り巻いて配置されている螺旋ハウジング8の領域内へ圧縮する。その後、圧縮された空気は、内燃機関用の空気質量を高めるため、いわゆる過給のために、用いられる。ターボチャージャ1は、さらに静的なハウジング9を有しており、それがタービンホィール2とコンプレッサホィール4の間に位置する。この静的なハウジング9の領域内で、軸3が軸受ブッシュ10を介して軸承されている。軸受ブッシュ10には、ハウジング9内に原理的に示す導管を介して潤滑油が供給されるので、ハイドロダイナミック滑り軸受が形成される。その場合に、軸受ブッシュ10これについては後にさらに詳しく説明するは、フローティング軸受ブッシュ10として形成されている。これは、ハウジング9と軸受ブッシュ10との間に第1の軸受間隙11が、そして軸受ブッシュ10と軸3との間に第2の軸受間隙12が形成されることを、意味している。これは、図2の表示に軸受ブッシュ10の1つが原理的な表示で拡大して示されているものにおいて、さらに良く認識される。図2の原理的な表示は、軸3と静的なハウジング9および軸上に相対回動不能に配置された、あるいは軸3と一体的に形成された、リング13を示している。このリングまたは軸受リング13は、図2および後続の図においてそれぞれ比較可能に示されており、特に軸と一体的に形成されているものとする。この軸受リング13と軸受ブッシュ10の間には、上ですでに説明した第2の軸受間隙12があり、軸受ブッシュ10とハウジング9の間には、第1の軸受間隙11がある。軸受間隙11、12には、それ自体知られたやり方で潤滑油を供給することができる。そのために、ハウジング9内の孔の他に、軸受ブッシュ10自体の領域内にも1つまたは複数の孔を設けることができる。この表示と後続の表示を簡単なものにするために、この種の孔の表示は省かれる。軸受間隙11、12とフローティング軸受ブッシュ10は、軸3の回転軸13に関して、第1の軸受間隙11が第1の半径r1を有するように、形成されている。第2の軸受間隙12は、それとは異なる半径r2を有している。その場合に半径r1とr2は、単に例として軸方向の位置で示されている。図2の表示において、第1の軸受間隙11は、円錐外表面の形式で形成されており、従って軸3の回転軸14に関して傾斜して延びている。図2の表示においてxで示される、軸受ブッシュ10の最大幅にわたって、第1の軸受間隙11の半径r1が変化する。第2の軸受間隙12は、この実施例においては、真円筒の外表面として形成されているので、第2の軸受間隙12の半径r2は、軸受ブッシュ10の最大幅xにわたって変化しない。従って、図2の表示における軸受ブッシュ10の特殊な形態は、2つの軸受間隙11、12の半径の互いに対する比r1/r2が、軸受ブッシュ10の最大の広がりxにわたって軸方向においては一定でないことを、特徴としている。ここに示す実施例において、この比は、軸受ブッシュ10の一方の側から軸方向に軸受ブッシュ10の他方の側まで軸方向に連続して変化する。その場合に軸受間隙11、12の間隙幅は、軸方向において好ましくは一定である。以下に記載する実施例において、本発明に基づく軸受ブッシュ10の種々の可能な形態を説明する。その場合にこれらは、図2に示す原理的な構造と同様に説明され、その場合にすでに説明した構造に対する差異についてのみ、詳細に説明する。図3の表示において、軸受ブッシュ10は、図2に示す形態にきわめて類似して形成されている。これは、図2の表示に対して、第1の軸受間隙11のみならず、第2の軸受間隙12も回転軸14に対して傾斜して形成されている、という差のみを有している。さらに両方の軸受間隙は、互いに対しても傾斜して形成されているので、ここでは、半径の比r1/r2が軸受ブッシュ10の軸方向の広がりxにわたって連続的に変化することも、成立する。その場合に軸受間隙11、12の傾斜は、それらが軸受ブッシュ10の同じ側において回転軸14とそれぞれ角度α、βを形成するように、形成されている。従って傾斜は、同一の方向に延びている。図4の表示は、軸受ブッシュの他の構造を示しており、それにおいても同様に2つの軸受間隙11、12は傾斜して形成されている。しかし、図3において選択された軸受ブッシュ10の実施形態とは異なり、ここでは第1の軸受間隙11の延長が、軸受ブッシュ10の、第2の軸受間隙12の延長とは異なる側において、回転軸14と交差している。従ってこれらの軸受間隔は、逆方向に傾斜して形成されている。それが、回転軸14の軸方向に作用する力コンポーネントのバランスを可能にする。というのは、コンポーネントの一部がそれぞれ1方向に、そしてコンポーネントの他の部分がそれぞれ他方向に作用するからである。ここでも、比r1/r2が、軸受ブッシュ10の幅xにわたって一定でないことが、成立する。図5の表示には、軸受ブッシュ10の他の可能な実施形態が示されている。これは、第2の軸受間隙12が、ここでも図2の表示と同様に、真円筒の外表面に類似して延びるように、形成されている。それに対して第1の軸受間隙11は、軸受ブッシュの幅xにわたって軸方向に互いに連続する、3つの異なる部分を有している。これらの部分は、異なる半径r1を有している。従って半径r1が飛躍的に変化するので、外表面に段のついた軸受ブッシュ10が生じる。この軸受ブッシュは、径方向の力に加えて軸方向の力も吸収することができる。というのは、飛躍的に横断面が拡幅する領域内では、力が回転軸14の方向にも導入できるからである。従ってこの軸受ブッシュは、1つの構成部品内で径方向軸承と軸方向軸承を実現することができる。その場合に、これまでに示された実施形態とは異なり、比r1/r2は、軸受ブッシュ10の幅xにわたって連続的に変化するのではなく、3段階で延びている。図6には、同様に形成された軸受ブッシュ10が再度示されている。これは、実際には、図2の表示における実施形態を図5の表示における実施形態と結合しているので、ここで生じる軸受ブッシュ10は、第1の部分領域内ではr2に対するr1の比の連続的な変化を実現し、それによってその後再度、軸受ブッシュ10の軸方向の広がりの残りについて比が一定であるよりも、この比の飛躍的な変化が実現される。図3と5の実施形態を互いに結合する、同様な組合せが、図7の表示においても認識される。図8は、図3の枠内ですでに言及した実施例を改めて取り上げている。唯一の軸受ブッシュ10の代わりに、ここでは2つの軸受ブッシュ2が軸3上に配置されている。それらは、異なる方向に傾斜を有している。その場合に軸受ブッシュ10は、回転軸14上に垂直に立つ平面を中心に鏡対称に形成されている。この対称性によって、左の軸受ブッシュ10の領域内と右の軸受ブッシュ10の領域内に軸方向に比較可能な力コンポーネントが生じる。従って図8に示す構造においても、典型的に常に径方向軸承よりも構造的に常により煩雑になる、軸方向軸承を、完全に省くことができる。図9には、軸受ブッシュ10の他の可能な実施形態が示されている。この形態における軸受ブッシュ10は、2つの軸受間隙11、12を実質的に同心に有している。2つの軸受間隙は、真円筒の外表面の形式で形成されている。もちろん、2つの軸受間隙は軸方向において異なる大きさの区間にわたって延びている。それによってまた、2つの軸受間隙の半径の互いに対する比r1/r2に飛躍がもたらされる。というのは、半径r1、r2のそれぞれが部分的にゼロになるからである。図10に示す軸受ブッシュ10の形態について、事情は同様である。その場合に2つの軸受間隙11、12は、軸方向に同一の長さであるが、その始点ないし終点は、軸方向に互いに変位して配置されている。それによってまた、半径r1、r2の互いに対する比に飛躍が生じるので、それによってまた、比較的簡単な構造によって本発明に基づく効果を得ることができる。図11の表示において、図3に示す構造が再度取り上げられている。図3の表示に加えて、ここではさらに、Fないし矢印で示唆される、外部の力が軸受ブッシュ10に作用する。それが、軸方向における、図11に示す実施例において軸方向右へ向かう、軸受ブッシュ10の変位に拮抗作用するので、変位に伴って生じる、流れ状況とばね力Fの変化に基づいて、自己調整するシステムが生じる。それによって潤滑剤フィルムの中断が確実かつ信頼できるように排除されて、上昇する振動がばね力に抗して軸受ブッシュ10の摺動をもたらし、そのばね力は軸受ブッシュ10の変位が増大するにつれて、増大する力で軸受ブッシュを再び復帰させるので、システムは自己調整するように安定した軸承を保証する。軸受間隙11、12の一定の間隙幅を有する好ましい実施形態の他に、代替的な形態が図12に示されている。これは、軸受ブッシュ10、軸受ブッシュ10とハウジング7との間に第1の軸受間隙11を、その間隙寸法ないしその間隙幅が軸受ブッシュ10の軸方向の幅xにわたって然るべく変化するように、有している。図12の表示において、第1の軸受間隙11は右側に符号b1で示される第1の間隙幅を有し、軸受ブッシュ10ないし第1の軸受間隙の軸方向反対側においては、符号b2で示す、より大きい間隙幅を有している。このことも、軸受間隙内に不均質な圧力構築をもたらし、それが、望ましくない振動を阻止するのに寄与する。他のコンセプトが、図13の表示において認識される。その場合に軸受ブッシュ10は、図11の表示に著しく誇張して示されるように、軸受ブッシュ10とハウジング7の間に第1の軸受間隙11を形成する、外側の真円筒面と、軸3ないしリング13と軸受ブッシュ10の間に第2の軸受間隙12を形成する、内側の円環面の中心軸が、互いに対して偏心して配置されるように、形成されている。従って中心軸は両方が軸3の回転軸14とは整合しておらず、軸の少なくとも一方は回転軸14とは異なっており、図13の表示においてそれに対して平行に配置されている。ここで説明したすべての実施形態は、たとえば、軸3の一方の軸承がある形式で形成され、軸3の他方の軸承が異なる形式で形成されていることにより、互いに組み合わされる。さらに、ここに記載される理念は、1つの軸受ブッシュ内でも互いに組み合わされるので、たとえば、ばね力が偏心して形成された軸受ブッシュ10に同様に作用することができ、あるいは軸受ブッシュ10は、変化する半径比r1/r2をもって付加的に偏心して、かつ/または軸受間隙11、12の軸方向に変化する間隙幅bをもって、配置することができる。すべての形態は、低調波の励振ないし自己励振する振動を減少させることに寄与する。それらは、そのようにして音響的な障害を減少させ、あるいは防止することができ、特に軸3が軸受内で不安定にならないように配慮することができ、もし不安定になると、軸とタービンホィール2および場合によってはコンプレッサホィール4からなるシステムが次第に強く揺れ動いてしまう。その場合に、最悪の場合においては、軸3、タービンホィール2およびコンプレッサホィール4からなるロータの破損がもたらされることがある。その場合にすべての変形例は、さらに、アキシャル軸受の負荷を除くので、アキシャル軸受は、それをさらに設けようとし/設けなければならない限りにおいて、構造的により単純に形成することができる。その場合に、形態は、簡単かつ効率的に変換される。それらは、たとえば従来のフローティング軸受に、ハウジング9および/または場合によっては設けられるアキシャル軸受のその他の形態を著しく変更する必要なしに、とって代わることができる。"