【事件の表示】
　上記当事者間の特許第４３０５５６２号「転がり軸受装置」の特許無効審判事件についてされた平成２２年　８月　３日付け審決に対し、東京高等裁判所において審決取消の判決（平成２２年（行ケ）第１０２９３号平成２２年１１月２６日判決言渡）があったので、さらに審理のうえ、次のとおり審決する。
【結　論】
　訂正を認める。
　特許第４３０５５６２号の請求項１ないし３に係る発明についての特許を無効とする。
　審判費用は、被請求人の負担とする。
【理　由】
　
１．手続の経緯
　
（１）本件特許第４３０５５６２号の請求項１ないし３に係る発明（以下、「本件特許発明１」ないし「本件特許発明３」という。）についての出願は、平成１４年９月１７日に出願された特願２００２−２７０２０８号の一部を、平成２０年７月７日に特許法第４４条第１項の規定に基づいて新たな出願としたものであって、平成２１年５月１５日にその発明について特許権の設定登録がなされたものである。
（２）これに対して、平成２１年９月１１日付けで請求人篠山明男より、本件特許発明１ないし本件特許発明３の特許を無効とするとの審決を求める無効審判の請求がなされた。
（３）被請求人株式会社ジェイテクトは、平成２１年１２月１８日付けで訂正請求書を提出して訂正を求めるとともに、同日付けで答弁書（以下、「第１回答弁書」という。）を提出した。
（４）請求人は、平成２２年３月１０日付けで弁駁書（以下、「第１回弁駁書」という。）を提出した。
（５）その後、当審は、平成２２年５月２７日に口頭審理を開廷すべく、口頭審理を実施する際の口頭審理陳述要領書の作成にあたって、当審から請求人及び被請求人に対して、平成２２年４月１５日付け陳述要望事項（「無効２００９-８００１９８号の口頭審理陳述要領書の作成に関するお願い」）をファクシミリにより送付した上で、上記口頭審理の期日の２週間前までに、上記陳述要望事項に沿った陳述を含む口頭審理陳述要領書の提出を求めたところ、請求人から平成２２年５月１３日付けで口頭審理陳述要領書の写しがファクシミリで提出され、また、被請求人から上記期日の３日前である平成２２年５月２４日付けで口頭審理陳述要領書の写しがファクシミリで提出された。
（６）そして、当審により平成２２年５月２７日の期日に口頭審理が公開で開廷され、請求人は平成２１年９月１１日付け審判請求書、第１回弁駁書及び平成２２年５月２７日付け口頭審理陳述要領書に基づいて陳述し、また、被請求人は、第１回答弁書、平成２１年１２月１８日付け訂正請求書及び平成２２年５月２７日付け口頭審理陳述要領書に基づいて陳述をした。
（７）口頭審理を実施した後、請求人は平成２２年６月８日付けで上申書（以下、「請求人上申書」という。）を提出し、被請求人は平成２２年６月１１日付けで上申書（以下、「被請求人上申書」という。）を提出した。
（８）そして、平成２２年８月３日付けで請求項１ないし３に係る発明についての特許を無効とする旨の審決がなされた。
（９）これに対し、被請求人は、平成２２年９月１０日付けで審決の取消しを求める訴え（平成２２年（行ケ）第１０２９３号）を知的財産高等裁判所に提起し、その後９０日の期間内である同年１１月９日付けで特許請求の範囲の減縮及び明りょうでない記載の釈明を目的とする訂正審判（訂正２０１０−３９０１０８号）を請求したところ、当該裁判所は、平成２２年１１月２６日付けで、特許法１８１条２項の規定を適用して審決の取消しの決定をした。
（１０）その後、被請求人は同法第１３４条の３第２項により指定された期間内である平成２２年１２月１７日付けで答弁書（以下、「第２回答弁書」という。）を提出するとともに、平成２２年１２月１７日付けで訂正請求書を提出して訂正（以下、「本件訂正」という。）を求めた。なお、これにより、上記同年１１月９日付けの訂正審判は、同法第１３４条の３第４項の規定により、取り下げられたものとみなし、平成２１年１２月１８日にされた訂正請求は、特許法第１３４条の２第４項の規定により取り下げられたものとみなす。
（１１）これに対し、請求人は、平成２３年２月４日に弁駁書(以下、「第２回弁駁書」という。）を提出した。
　
２．訂正の可否に対する判断
　
２−１．訂正の内容
　
　本件訂正の内容は、本件特許の願書に添付した明細書（以下、「本件特許明細書」という。）を平成２２年１２月１７日付け訂正請求書に添付した訂正明細書のとおりに訂正しようとするものである。すなわち、明細書を次のとおり訂正することを求めるものである。
　
（１）訂正事項１
　特許明細書の特許請求の範囲の請求項１に記載された
　「軸方向一方側の外周面にフランジを有し、軸方向他方側の外周面に軸方向二列の第１、第２内輪軌道面を有する内輪部材と、
　内周面に前記内輪部材の二列の第１、第２内輪軌道面と径方向でそれぞれ対向する軸方向二列の第１、第２外輪軌道面を有し、前記第１外輪軌道面より軸方向他方側における外周面にフランジを有する外輪部材と、
　前記外輪部材の第１、第２外輪軌道面と前記内輪部材の第１、第２内輪軌道面との間に介装される軸方向二列の第１、第２転動体群とを含み、
　前記内輪部材のフランジと前記外輪部材のフランジとの間において、前記第１転動体群のピッチ円直径Ｄ1と、前記第２転動体群のピッチ円直径Ｄ2との関係が、Ｄ1＞Ｄ2に設定され、
　前記Ｄ1と前記Ｄ2との関係が、Ｄ1≦１．４９×Ｄ2に設定されており、
　前記第１転動体群の各転動体の直径が小さく設定されているとともに、前記第１転動体群の転動体数が増大されている転がり軸受装置。」とあるのを、
　「軸方向一方側の外周面に
車両アウタ側の
するハブ軸と、前記ハブ軸の軸方向他方側の外周面に一体回転可能に嵌合装着された内輪とからなり、前記ハブ軸の
および前記内輪の外周面
　内周面に前記内輪部材の二列の第１、第２内輪軌道面と径方向でそれぞれ対向する軸方向二列の第１、第２外輪軌道面を有し、前記第１外輪軌道面より軸方向他方側における外周面に
車両インナ側の
　前記外輪部材の第１、第２外輪軌道面と前記内輪部材の第１、第２内輪軌道面との間に介装される軸方向二列の第１、第２転動体群とを含み、
　前記内輪部材のフランジと前記外輪部材のフランジとの間において、
車両アウタ側の
車両インナ側の
前記内輪部材のフランジと前記外輪部材のフランジとの間にできる自由空間を有効利用して車両アウタ側の前記第１転動体群のピッチ円直径Ｄ
1
を大きく設定し、
　前記Ｄ1と前記Ｄ2との関係が、Ｄ1≦１．４９×Ｄ2に設定されており、
　
前記第１、第２転動体群の転動体の直径が同じ場合に比べて、さらに軸受負荷中心間距離の増大を図るように、
前記第２転動体群の転動体の直径よりも
　前記第１転動体群の転動体数が
前記第２転動体群の転動体の数よりも
（訂正箇所は下線で示した。以下同様。）
　
（２）訂正事項２
　特許明細書の段落【０００５】の
　「本発明の転がり軸受装置は、軸方向一方側の外周面にフランジを有し、軸方向他方側の外周面に軸方向二列の第１、第２内輪軌道面を有する内輪部材と、内周面に前記内輪部材の二列の第１、第２内輪軌道面と径方向でそれぞれ対向する軸方向二列の第１、第２外輪軌道面を有し、前記第１外輪軌道面より軸方向他方側における外周面にフランジを有する外輪部材と、前記外輪部材の第１、第２外輪軌道面と前記内輪部材の第１、第２内輪軌道面との間に介装される軸方向二列の第１、第２転動体群とを含み、前記内輪部材のフランジと前記外輪部材のフランジとの間において、前記第１転動体群のピッチ円直径Ｄ1と、前記第２転動体群のピッチ円直径Ｄ2との関係が、Ｄ1＞Ｄ2に設定され、前記Ｄ1と前記Ｄ2との関係が、Ｄ1≦１．４９×Ｄ2に設定されており、前記第１転動体群の各転動体の直径が小さく設定されているとともに、前記第１転動体群の転動体数が増大されている。」とあるのを、
　「本発明の転がり軸受装置は、軸方向一方側の外周面に
車両アウタ側の
するハブ軸と、前記ハブ軸の軸方向他方側の外周面に一体回転可能に嵌合装着された内輪とからなり、前記ハブ軸の
および前記内輪の外周面
車両インナ側の
車両アウタ側の
車両インナ側の
前記内輪部材のフランジと前記外輪部材のフランジとの間にできる自由空間を有効利用して車両アウタ側の前記第１転動体群のピッチ円直径Ｄ
1
を大きく設定し、
前記第１、第２転動体群の転動体の直径が同じ場合に比べて、さらに軸受負荷中心間距離の増大を図るように、
前記第２転動体群の転動体の直径よりも
前記第２転動体群の転動体の数よりも
　
（３）訂正事項３
　特許明細書の段落【０００７】の
　「本発明の転がり軸受装置では、内輪部材のフランジと外輪部材のフランジとの間にできる自由空間を有効利用して軸方向一方側の転動体群のピッチ円直径を、軸方向他方側に比べて大きく設定している。そのため、各列の転動体群同士の軸受負荷中心間距離を増大させることができる。その結果、装置の大型化を避けつつ、転がり軸受装置の高剛性化および長寿命化を図ることができる。」とあるのを、
　「本発明の転がり軸受装置では、内輪部材のフランジと外輪部材のフランジとの間にできる自由空間を有効利用して
車両アウタ側の
車両インナ
　
（４）訂正事項４
　特許明細書の段落【００２２】の
　「本参考例では、次の構成を有することを特徴とする。すなわち、上述した構成を有する転がり軸受装置１００の場合、外輪１のフランジ１４の車両インナ側が車両の一部であるナックル（不図示）に固定され、ハブ軸２のフランジ１５の車両アウタ側に車輪（不図示）が取り付けられる。このとき、外輪１のフランジ１４とハブ軸２のフランジ１５との間には環状の自由空間１１が存在する。本実施形態では、この環状の自由空間１１に着目して、図１に示すように、車両アウタ側の玉群４のピッチ円直径Ｄ1と、車両インナ側の玉群５のピッチ円直径Ｄ2との関係をＤ1＞Ｄ2に設定している。但し、このＤ1＞Ｄ2の関係は、Ｄ1を大きく設定することにより実現し、Ｄ2は一定とする。これに伴い、ハブ軸２の軌道面１６を内輪３の軌道面１７よりも拡径し、あわせて外輪１の車両アウタ側の軌道面１２を車両インナ側の軌道面１３よりも拡径している。」とあるのを、
　「本参考例では、次の構成を有することを特徴とする。すなわち、上述した構成を有する転がり軸受装置１００の場合、外輪１のフランジ１４の車両インナ側が車両の一部であるナックル（不図示）に固定され、ハブ軸２のフランジ１５の車両アウタ側に車輪（不図示）が取り付けられる。このとき、外輪１のフランジ１４とハブ軸２のフランジ１５との間には環状の自由空間１１が存在する。
本発明の前提となる一
　
（５）訂正事項５
　特許明細書の段落【００３７】の
　「（１）図３は、本発明の他の実施形態に係る転がり軸受装置の全体構成を示す断面図、図４は、図３の転がり軸受装置の上半分断面図、図５は、車両アウタ側の玉の配列を示す説明図である。図３で軸方向左側は車両アウタ側（軸方向一方側）を、軸方向右側は車両インナー側（軸方向他方側）を示す。」とあるのを、
　「（１）図３は、本発明
の実
　
（６）訂正事項６
　特許明細書の段落【００５１】の
　「（２）図６は、本発明のさらに他の実施形態に係る転がり軸受装置の全体構成を示す断面図である。」とあるのを、
　「（２）図６は、本発明のさらに他の
参考例
　
（７）訂正事項７
　特許明細書の段落【００６３】の
　「（３）本発明は、図７で示すように、駆動輪側の転がり軸受装置３００にも適用することができる。」とあるのを、
　「（３）本発明
の前提となる一実施形態
　
（８）訂正事項８
　特許明細書の段落【００６５】の
　「（４）本発明は、図８で示すように、ハブ軸２の外周面に軸方向一対の内輪３ａ、３ｂを嵌合装着した転がり軸受装置４００にも適用することができる。」とあるのを、
　「（４）
図８は、
適用した参考例を示している
　
（９）訂正事項９
　特許明細書の段落【００６６】の
　「また、このような形式の転がり軸受装置において、図９に示すように、転動体群を円錐ころ群１８、１９とすることもできる。この場合、車両アウタ側の各円錐ころ１８の径を小さくしてもよい。」とあるのを、
　「また、このような形式の転がり軸受装置において、
参考例として、
ものがある
　
（１０）訂正事項１０
　特許明細書の【００６７】の
　「【図１】本発明の参考例に係る転がり軸受装置の全体構成を示す断面図
　【図２】図１の転がり軸受装置の上半分断面図
　【図３】本発明の他の実施形態に係る転がり軸受装置の全体構成を示す断面図
　【図４】図３の転がり軸受装置の上半分断面図
　【図５】車両アウタ側の玉の配列を示す説明図
　【図６】本発明の他の実施形態に係る転がり軸受装置の全体構成を示す断面図
　【図７】本発明の他の実施形態に係る転がり軸受装置の全体構成を示す断面図
　【図８】本発明の他の実施形態に係る転がり軸受装置の上半分を示す断面図
　【図９】本発明の他の実施形態に係る転がり軸受装置の上半分を示す断面図
　【図１０】従来の転がり軸受装置の全体構成を示す断面図」とあるのを、
　「【図１】本発明の参考例に係る転がり軸受装置の全体構成を示す断面図
　【図２】図１の転がり軸受装置の上半分断面図
　【図３】本発明
の実
　【図４】図３の転がり軸受装置の上半分断面図
　【図５】車両アウタ側の玉の配列を示す説明図
　【図６】本発明の他の
参考例
　【図７】本発明の
前提となる
　【図８】本発明の他の
参考例
　【図９】本発明の他の
参考例
　【図１０】従来の転がり軸受装置の全体構成を示す断面図」と訂正する。
　
２−２．判断
　
（１）訂正事項１について
　訂正事項１は、訂正前の請求項１に記載した発明を特定するために必要な事項である「軸方向一方側の外周面にフランジを有し、軸方向他方側の外周面に軸方向二列の第１、第２内輪軌道面を有する内輪部材」を、「軸方向一方側の外周面に車両アウタ側のフランジを有するハブ軸と、前記ハブ軸の軸方向他方側の外周面に一体回転可能に嵌合装着された内輪とからなり、前記ハブ軸の軸方向他方側の外周面および前記内輪の外周面に軸方向二列の第１、第２内輪軌道面を有する内輪部材」と限定し、同じく「前記第１外輪軌道面より軸方向他方側における外周面にフランジを有する外輪部材と、」を、「前記第１外輪軌道面より軸方向他方側における外周面に車両インナ側のフランジを有する外輪部材と、」と限定し、同じく「前記内輪部材のフランジと前記外輪部材のフランジとの間において、前記第１転動体群のピッチ円直径Ｄ1と、前記第２転動体群のピッチ円直径Ｄ2との関係が、Ｄ1＞Ｄ2に設定され、」を、「前記内輪部材のフランジと前記外輪部材のフランジとの間において、車両アウタ側の前記第１転動体群のピッチ円直径Ｄ1と、車両インナ側の前記第２転動体群のピッチ円直径Ｄ2との関係が、Ｄ1＞Ｄ2に設定され、前記内輪部材のフランジと前記外輪部材のフランジとの間にできる自由空間を有効利用して車両アウタ側の前記第１転動体群のピッチ円直径Ｄ1を大きく設定し、」と限定し、同じく「前記第１転動体群の各転動体の直径が小さく設定されているとともに、前記第１転動体群の転動体数が増大されている」を、「前記第１、第２転動体群の転動体の直径が同じ場合に比べて、さらに軸受負荷中心間距離の増大を図るように、前記第１転動体群の各転動体の直径が前記第２転動体群の転動体の直径よりも小さく設定されているとともに、前記第１転動体群の転動体数が前記第２転動体群の転動体の数よりも増大されている」と限定して構成を特定するものであるから、訂正事項１に係る訂正は、特許請求の範囲の減縮を目的とするものに該当する。
　上記訂正事項のうち、「軸方向一方側の外周面に車両アウタ側のフランジを有するハブ軸と、前記ハブ軸の軸方向他方側の外周面に一体回転可能に嵌合装着された内輪とからなり、前記ハブ軸の軸方向他方側の外周面および前記内輪の外周面に軸方向二列の第１、第２内輪軌道面を有する内輪部材」は、願書に添付した明細書の段落【００１７】、【００３７】、【００３８】、及び図３の記載に基づくものであり、「前記第１外輪軌道面より軸方向他方側における外周面に車両インナ側のフランジを有する外輪部材と、」は、願書に添付した明細書の段落【００１６】、【００３７】、【００３８】、及び図３の記載に基づくものであり、「前記内輪部材のフランジと前記外輪部材のフランジとの間において、車両アウタ側の前記第１転動体群のピッチ円直径Ｄ1と、車両インナ側の前記第２転動体群のピッチ円直径Ｄ2との関係が、Ｄ1＞Ｄ2に設定され、前記内輪部材のフランジと前記外輪部材のフランジとの間にできる自由空間を有効利用して車両アウタ側の前記第１転動体群のピッチ円直径Ｄ1を大きく設定し、」は、願書に添付した明細書の段落【００１３】、【００２２】、【００３７】、【００３８】、図１、及び図３の記載に基づくものであり、「前記第１、第２転動体群の転動体の直径が同じ場合に比べて、さらに軸受負荷中心間距離の増大を図るように、前記第１転動体群の各転動体の直径が前記第２転動体群の転動体の直径よりも小さく設定されているとともに、前記第１転動体群の転動体数が前記第２転動体群の転動体の数よりも増大されている」は、願書に添付した明細書の段落【００４１】、【００４２】、図３、及び図４の記載に基づくものである。
　すなわち、訂正事項１に係る訂正は、特許請求の範囲の減縮を目的とし、本件特許明細書又は図面に記載した事項の範囲内の訂正であり、また実質上特許請求の範囲を拡張、又は変更するものではない。
　よって、訂正事項１に係る訂正は、特許法第１３４条の２第１項ただし書第１号に掲げる事項を目的とし、また、同条第５項において準用する同法第１２６条第３項及び第４項の規定に適合するものである。
　
（２）訂正事項２ないし１０について
　訂正事項２ないし９は、請求項１の訂正（訂正事項１）に伴って、請求項１の記載と本件特許明細書の記載とに齟齬が生じないように訂正したものであり、訂正事項１０は、訂正事項５〜９に伴って図面の簡単な説明の記載の整合を図るために訂正したものであるから、訂正事項２ないし１０に係る訂正は、明りょうでない記載の釈明を目的とするものに該当する。
　また、訂正事項２ないし１０に係る訂正は、本件特許明細書又は図面に記載した事項の範囲内の訂正であり、実質上特許請求の範囲を拡張し、又は変更するものでもない。
　よって、訂正事項２ないし１０に係る訂正は、特許法第１３４条の２第１項ただし書第３号に掲げる事項を目的とし、また、同条第５項において準用する同法第１２６条第３項及び第４項の規定に適合するものである。
　
２−３．むすび
　
　以上のとおり、本件訂正は、特許法第１３４条の２第１項ただし書第１号及び第３号に掲げる事項を目的とし、また、特許法第１３４条の２第５項において準用する同法１２６条第３項及び第４項の規定に適合するものであるから、本件訂正を認める。
　
３．請求人の主張
　
　請求人は、「特許第４３０５５６２号の特許請求の範囲の請求項１、請求項２及び請求項３に記載された発明についての特許を無効とする、審判費用は被請求人の負担とする」（請求の趣旨）との審決を求め、証拠方法として以下の甲第１〜６号証及び甲第８〜２３号証を提出し、審判請求書、第１回弁駁書、口頭審理陳述要領書、請求人上申書、及び第２回弁駁書において、無効とすべき理由を次のように主張している。なお、甲第８〜２３号証は、転がり軸受の分野の周知事項を説明するために提出されたものである。
　
［理由］
　本件特許の請求項１ないし３に係る発明は、甲第１号証に記載された発明に、甲第２号証及び甲第３号証に記載された発明並びに転がり軸受の分野の周知事項を適用して、本件特許の出願前に当業者が容易に発明をすることができたものであり、本件特許は、特許法第２９条第２項の規定に違反してされたものであるから、同法第１２３条第１項第２号の規定に該当し、無効とすべきものである。
　
［証拠方法］
（審判請求書に添付したもの）
　・甲第１号証：特開昭５７−６１２５号公報
　・甲第２号証：米国特許第５２２６７３７号明細書
　・甲第３号証：転がり軸受工学編集委員会編、「転がり軸受工学」、株式会社養賢堂、昭和５１年５月２０日第２版発行の表紙、目次、p.81〜82、及び奥付けの写し
　・甲第４号証：本件特許の審査段階における拒絶理由通知書
　・甲第５号証：平成２１年２月１６日付意見書
（第１回弁駁書に添付したもの）
　・甲第６号証：無効２００９−８００１３２号事件の審決書
　・甲第７号証：（欠番）
　・甲第８号証：曽田範宗、「軸受」、株式会社岩波書店、１９８６年９月２５日第１５刷発行の表紙、目次、ｐ．９２〜９３、ｐ．１１４〜１１７、ｐ．１２２〜１３３、及び奥付けの写し
　・甲第９号証：特公平８−３３３３号公報
　・甲第１０号証：特開平６−３２０９０３号公報
　・甲第１１号証：特開平１０−１８１３０４号公報
　・甲第１２号証：特開平１１−１１８８１６号公報
　・甲第１３号証：特開平６−３０７４３８号公報
　・甲第１４号証：特開２００１−８８５１０号公報
　・甲第１５号証：特開２００１−１８０２１２号公報
　・甲第１６号証：特開平１０−１８５７１７号公報
　・甲第１７号証：特開昭５３−１３２６４１号公報
（口頭審理陳述要領書に添付したもの）
　・甲第１８号証：特開２０００−１８６７２１号公報
　・甲第１９号証：特開２００１−３０４２７７号公報
　・甲第２０号証：特開平１１−３２１２１１号公報
　・甲第２１号証：特開２０００−１３０４３３号公報
　・甲第２２号証：「Koyo　ENGINEERING　JOURNAL　No．１４７」光洋精工株式会社（現在の株式会社ジェイテクト）、１９９５年発行の写し
（請求人上申書に添付したもの）
　・甲第２３号証：光洋精工株式会社発行の「Koyo.ENGINEERING JOURNAL No.131」、昭和６２年４月、内表紙の目次、１６頁〜２２頁の「ホイール用軸受の変遷」および奥付けの写し
　
４．被請求人の主張
　
　被請求人は、「本件審判の請求は成り立たない、審判費用は請求人の負担とする」（答弁の趣旨）との審決を求め、本件訂正の請求をするとともに、第１回答弁書、口頭審理陳述要領書、被請求人上申書、及び第２回答弁書において、本件特許は無効とされるべきものではない旨を主張し、証拠方法として、乙第１〜４号証、及び参考図１、乙参考図１〜６（乙参考図４は、参考図１と同じものである。）を提出している。
　被請求人の主張の概要は、以下のとおりである。
　
［理由］
（１）本件訂正後の請求項１に係る発明は、分説して記載すると以下のとおりである。
　「　Ａ　軸方向一方側の外周面に車両アウタ側のフランジを有するハブ軸と、前記ハブ軸の軸方向他方側の外周面に一体回転可能に嵌合装着された内輪とからなり、前記ハブ軸の軸方向他方側の外周面および前記内輪の外周面に軸方向二列の第１、第２内輪軌道面を有する内輪部材と、
　Ｂ　内周面に前記内輪部材の二列の第１、第２内輪軌道面と径方向でそれぞれ対向する軸方向二列の第１、第２外輪軌道面を有し、前記第１外輪軌道面より軸方向他方側における外周面に車両インナ側のフランジを有する外輪部材と、
　Ｃ　前記外輪部材の第１、第２外輪軌道面と前記内輪部材の第１、第２内輪軌道面との間に介装される軸方向二列の第１、第２転動体群とを含み、
　Ｄ　前記内輪部材のフランジと前記外輪部材のフランジとの間において、車両アウタ側の前記第１転動体群のピッチ円直径Ｄ1と、車両インナ側の前記第２転動体群のピッチ円直径Ｄ2との関係が、Ｄ1＞Ｄ2に設定され、前記内輪部材のフランジと前記外輪部材のフランジとの間にできる自由空間を有効利用して車両アウタ側の前記第１転動体群のピッチ円直径Ｄ1を大きく設定し、
　Ｅ　前記Ｄ1と前記Ｄ2との関係が、Ｄ1≦１．４９×Ｄ2に設定されており、
　Ｆ　前記第１、第２転動体群の転動体の直径が同じ場合に比べて、さらに軸受負荷中心間距離の増大を図るように、前記第１転動体群の各転動体の直径が前記第２転動体群の転動体の直径よりも小さく設定されているとともに、
　Ｇ　前記第１転動体群の転動体数が前記第２転動体群の転動体の数よりも増大されている転がり軸受装置。」（以上、第２回答弁書第２〜３ページ）
　
（２）甲第１号証について
　(a) 甲第１号証に記載された発明は、負荷容量ないし寿命（耐久性）を向上させる観点のみからなされた発明であり、モーメント剛性の向上に対して全く考慮されていない。
　(b) 甲第１号証に記載された発明は、片側の軌道にはコンラッド形（マキシマム形より少ない個数）より約１〜２個少ない個数のボールしか組み込めないものであるから、モーメント剛性をあげることができない。
　(c) 甲第１号証に記載された発明は、その先行技術（甲第１７号証）のような、内輪の一部を分割することによって生じた問題点を解決するためになされた発明であることから、当該発明の内輪を分割することには阻害要因がある。
　(d) 甲第１号証に記載された発明の目的は、内輪の一部を分割して２体形の保持器を使用する従来技術では、部品が増加し製造工程が煩雑化し高原価となるなどの欠点があったことから、これを改良して高性能、低原価、軽量のフランジ付軸受及びその組合方法を提供することであり、そのために、外輪軌道溝（１３）と、内輪軌道溝（１５）をδだけ偏心させてボール（５）を装入するという組み立て方法を採用した。しかしながら、この組み立て方法では、一方の軌道（ＩＩ）が、他方の軌道（Ｉ）に比べて、装入できる玉数がコンラッド形より約１〜２個少ない個数になってしまうことから、軸受ユニット全体の負荷容量が小さくなってしまうことから、甲第１号証の第７図の実施例では、負荷容量をさらに大きくするため軌道（Ｉ）の直径を大きくしてボール（６）の個数をさらに多く組み込めるようにしたのである。
　(e) 甲第１号証には、２列の軌道輪の一方のＰＣＤを他方より大きくして、軸受装置全体の玉の介装数を増加させるという技術思想の開示までしかなく、内輪部材のフランジと外輪部材のフランジとの間にできる環状の自由空間を有効利用して、車両アウタ側のＰＣＤを大きくするという技術思想まで、当業者が甲第１号証の記載から読み取ることは不可能である。
　（以上、第２回答弁書第１１〜１５ページの主張の概要）
　
（３）甲第２号証について
　(f) 甲第２号証に記載された発明は、ハブと主軸との間に形成される限られたボール収容空間（FIG.1に寸法線で「Ｓ」と表示されている範囲）を最大限利用して、ボールの直径を可能な限り大きくして、ハブあるいは主軸のサイズを大きくすることなく、またハブあるいは主軸を弱体化させることなく、複列転がり軸受全体の負荷容量を増加させるという技術思想である。
　(g) ボール径を「小さく」することは、ボール径を大きくして負荷容量を増大するという甲第２号証に記載された発明の技術思想に対して逆行する行為である。
　(h) 甲第２号証のFIG.1に見られるように、アウトボード側のボール列（２２）の直径を、負荷容量を上げるために大きくしているが、内部に点線で描かれた直径が元のままのボールの中心点の位置に比べ、実線で描かれている、直径を大きくしたボールサイズの中心点は下に下がり、軸受負荷中心間距離は、ボール径が左右同一の従来例よりも小さくなっているから、車両アウタ側の転動体群の直径を「小さく」して、軸受負荷中心間距離を大きくする技術思想は存在しない。
　（以上、第２回答弁書第１５〜１８ページの主張の概要）
　
（４）甲第３号証について
　(i) 甲第３号証は、あくまでも転がり軸受単体について記載されたものであり、内部設計から剛性を上げるには、一般に、小さい転動体を多数使う方がよいことが記載されているが、剛性に良いことが逆効果になりやすいとも記載されており、甲第２２号証５４頁の図６にも剛性に良いことが、負荷容量には悪い場合が存在することが記載されている。
　(j) 負荷容量、寿命といった耐久性についての観点のみからなされた甲第１号証に記載された発明に、負荷容量には悪い場合が存在するような甲第３号証の技術事項を適用することは容易想到とはいえない。
　（以上、第２回答弁書第１８ページの主張の概要）
　
（５）容易想到性について
　(k) 複列の転がり軸受装置の設計に当たっては、特別な目的・理由がない限り、設計の容易さや生産コスト低減の観点から、２列の転動体群の構造は、ＰＣＤ、玉径とも共通にするのが、当業者の技術常識である。
　(l) 甲第２号証に記載された発明は、２列の玉径を異ならせることによりコストが増加するデメリットを踏まえた上で、それを超える軸受全体の負荷容量の増大のメリットがあることから、あえて、２列の玉径を異ならせることに踏み切ったことがわかる。
　(m) 甲第１号証発明は、甲第１７号証に開示された内輪の一部を分割した場合の欠点を解決するために案出されたものであって、内輪を一体的に形成して内輪部材とした点を、発明の必須の構成とするものであるから、甲第１号証発明に対して、内輪の一部を分割することは、いわば欠点の存在する先行技術である甲第１７号証のものに逆行させようとするものである。
　(n) 甲第１号証発明は、内輪を一体化して内輪部材としたからこそ、特有な組立方法を採用し、この組立方法のもとで、一方の軌道に装入できる玉数が少ない点を補足するために他方のピッチ円直径（ＰＣＤ）を大きくし、挿入できる全体の玉の数を増加して軸受全体の負荷容量を大きくしたものである。このため、内輪を別体として形成してハブ軸に組み込むとすれば、そもそもＰＣＤを大きくする必要もなくなってしまうのである。
　(o) 本件特許明細書では、高剛性化と同時に長寿命化という副次的な課題をも解決するための手段として、「玉４の直径は、従来例に比べて転がり軸受装置１００の寿命が低下しない範囲で設定する必要がある。」（【００４３】）、「玉４の直径の下限値は、Ｄ1＝７３ｍｍとしたとき、玉５の直径の８１％、すなわち約１０．３２ｍｍとするのが好ましく、さらには、玉４の直径を約１０．３２ｍｍ、玉４の介装数を２０個に設定すると、極めて剛性が高く、しかも長寿命な転がり軸受け装置１００とすることができる。」（【００４９】）との技術的思想を開示するが、これらは、あくまでも試験結果についての記載であり、本件訂正発明１の構成によって特定されている技術的事項ではない。
　(p) 本件訂正発明１においては、「前記第１、第２転動体群の転動体の直径が同じ場合に比べて、さらに軸受負荷中心間距離の増大を図るように、前記第１転動体群の各転動体の直径が前記第２転動体群の転動体の直径よりも小さく設定されている」（構成要件Ｆ）と特定しているのみであるから、アウタ側の転動体の直径を小さくすることにより、従来例より剛性は向上しているが寿命は低下しているものも、寿命低下が許容範囲内であれば、その技術的範囲に含んでいるのである。
　(q) 長寿命化という課題は、本件訂正発明１の構成によっては必ずしも解決し得ない課題であるから、本件訂正発明１の課題ではない。本件明細書の段落００４４〜００４９、表２は、検証するための試験結果を示しているにすぎず、この試験結果の設定自体が、本件訂正発明１の実施形態そのものを示しているわけではない。
　(r) 甲第１、２号証の発明には本件訂正発明１と共通の課題が存在しないことは明らかであるから、甲第１号証発明に甲第２号証の技術思想を適用することはできない。
　(s) 特別な目的・理由がない限り、左右の列の玉径は同一にするという当業者の「玉径の共通化」の技術常識を考慮すれば、なおさら、２列のボール径を「共に大きくする」という発想しか当業者には生じ得ない。
　(t) 甲第１号証発明に甲第２号証の技術思想を組み合わせたとしても、甲第１号証発明の軸受装置には分離可能な（別体の）軌道輪は存在しないから、当業者は、「できる限りボールの直径を大きくして負荷容量を増大する」という甲第２号証の技術思想の下、「玉径の共通化」という技術常識を考慮すればなおさら、甲第１号証発明における２列の玉径を「共に大きくする」という構成しか想到し得ない。
　(u) 軸受装置の剛性を向上させるという課題として挙げる甲第１０〜１６号証の各記載は、いずれも、ＰＣＤ及び玉径が２列とも同一であり、アウタ側の玉径をインナ側より小さくすることにより、軸受負荷中心間距離を増大させてモーメント剛性を向上させることの開示・示唆はない。
　(v) 甲第２２号証の図６に示される上記技術的事項によれば、甲第１号証も甲第２号証も、いずれも、負荷容量を増大することを目的とする技術思想であるから、剛性は向上するが動定格荷重（動負荷容量）は低下する行為である、「『上記第１転動体群の各転動体の直径が小さく設定』するとともに、前記第１転動体群の転動体の数が増大されているようにすること」を、甲第１号証又は甲第２号証に適用することは、阻害要因がある。
　(w) 甲第１号証、甲第２号証のいずれも、内輪部材のフランジと外輪部材のフランジとの間にできる環状の自由空間を有効利用して、軸方向一方側（車両アウタ側）の転動体群のピッチ円直径（ＰＣＤ）を大きく設定することにより、ボール間スパン、装置全体の軸方向長さを増加させることなく、軸受負荷中心間距離の増大を図るという技術思想を開示・示唆するものは存在しない。
　（以上、第２回答弁書第２０〜３７ページの主張の概要）
　
［証拠方法］
（口頭審理陳述要領書に添付したもの）
　・乙第１号証：機械工学事典　創立１００周年記念　１１３１、１１３２頁、表紙、及び、奥付け（１９９７年８月２０日、日本機械学会発行）の写し
　・乙第２号証：転がり軸受工学編集委員会編、「転がり軸受工学」、株式会社養賢堂、昭和５０年７月１０日第１版発行の表紙、p.184〜185、及び奥付けの写し
（被請求人上申書に添付したもの）
　・参考図１：無効２００９−８００１３２号審判事件において請求人が提出した平成２１年１２月３日付け口頭審理陳述要領書の第８ページ及び参考図１の引用
（第２回答弁書に添付したもの）　
　・乙第３号証：特開２００８−８０４５９号公報
　・乙第４号証：特開２００１−２４１４３４号公報
　・乙参考図１〜６：被請求人の主張を図面から補足して説明する資料
　
５．本件発明
　
　上記「２．訂正の可否に対する判断」で示したとおり、本件訂正は認めらるので、本件特許の請求項１ないし３に係る発明（以下、それぞれ「本件発明１」ないし「本件発明３」という。）は、平成２２年１２月１７日付け訂正請求書に添付した訂正明細書の特許請求の範囲の請求項１ないし３に記載された事項により特定される、次のとおりのものである。
　
（１）本件発明１
　「【請求項１】　軸方向一方側の外周面に
車両アウタ側の
するハブ軸と、前記ハブ軸の軸方向他方側の外周面に一体回転可能に嵌合装着された内輪とからなり、前記ハブ軸の
および前記内輪の外周面
　内周面に前記内輪部材の二列の第１、第２内輪軌道面と径方向でそれぞれ対向する軸方向二列の第１、第２外輪軌道面を有し、前記第１外輪軌道面より軸方向他方側における外周面に
車両インナ側の
　前記外輪部材の第１、第２外輪軌道面と前記内輪部材の第１、第２内輪軌道面との間に介装される軸方向二列の第１、第２転動体群とを含み、
　前記内輪部材のフランジと前記外輪部材のフランジとの間において、
車両アウタ側の
車両インナ側の
前記内輪部材のフランジと前記外輪部材のフランジとの間にできる自由空間を有効利用して車両アウタ側の前記第１転動体群のピッチ円直径Ｄ
1
を大きく設定し、
　前記Ｄ1と前記Ｄ2との関係が、Ｄ1≦１．４９×Ｄ2に設定されており、
　
前記第１、第２転動体群の転動体の直径が同じ場合に比べて、さらに軸受負荷中心間距離の増大を図るように、
前記第２転動体群の転動体の直径よりも
　前記第１転動体群の転動体数が
前記第２転動体群の転動体の数よりも
　
（２）本件発明２
　「【請求項２】　請求項１の転がり軸受装置において、
前記第１転動体群の各転動体の直径が、前記第２転動体群の各転動体の直径の８８％よりも小さく、８１％よりも大きく設定されている転がり軸受装置。」
　
（３）本件発明３
　「【請求項３】　請求項２の転がり軸受装置において、
前記第１転動体群の転動体数が、前記第２転動体群の転動体数の１８２％よりも小さく設定されている転がり軸受装置。」
　
６．甲各号証に記載された発明
　
６−１．甲第１号証（特開昭５７−６１２５号公報）
　
　甲第１号証には、「フランジ付ユニット軸受及び組立方法」に関して、図面とともに、次の事項が記載されている（甲第１号証の摘記にあたり、促音等の表記を適宜変更した。以下、同様）。
　
（ア）「２．特許請求の範囲
　（１）少なくとも内輪の一側に径方向外方に延びるフランジを有する一体形内輪、および内輪と同心位置に配置された外輪、内外輪間に介装された２列のボール、各ボール列にそれぞれ組込まれた保持器とからなり、内輪のフランジ寄りの列のボール数を他列のボール数より多くし、かつ外輪内径を内輪外径より僅かに大としたことを特徴とするフランジ付ユニット軸受。」（第１ページ左下欄第４〜１２行）
　
（イ）「この発明は主として自動車の車軸などに用いるフランジ付ユニット軸受に関するものである。
　この種の軸受は、一般に内部に複列の軌道を有し、それぞれの軌道にボールと保持器が配されており、外輪には車輪（または車両の支持部材）に固定するためのフランジを有し、内輪には車両の支持部材（または車輪）に固定するためのフランジを有する構造である。
　このような軸受は例えば・・・（中略）・・・したものである。しかし、自動車の車軸などに用いられる軸受にはラジアル荷重のほかに大きなしかも突然のスラスト荷重やモーメント荷重が作用するから２列のボール列間に公転差がでることは必至であり、この場合２列のボールを一体の保持器で保持するとボールの自由な転動をさまたげることになり軸受の性能をいちじるしく低下させるばかりでなく保持器破損などの故障の原因となる。」（第１ページ右下欄第４行〜第２ページ左上欄第１４行）
　
（ウ）「第１図は自動車の従動輪用の軸受ユニットであって、外輪（１）の内周には複列の軌道溝（１３）、（１４）が形成されていて、一側より半径方向外方に延びるフランジ（３）が形成されている。また、フランジ（３）には取付孔（１１）が穿設されていて図示していないボルトをとおし車輪（または車体の取付部材）にとりつけられる。
　一方、内輪（２）の外周には複列の軌道溝（１５）、（１６）が形成されていて一側より半径方向外方に延びるフランジ（４）が形成されており、フランジ（４）に穿設された取付孔（１２）には図示していないボルトをとおし、車体の支持部材（または車輪）にとりつけられるようになっている。
　外輪（１）の軌道溝（１４）と内輪（２）の軌道溝（１６）との間に形成されるフランジ（４）寄りの軌道（Ｉ）にボール個数ができるだけ多くなるように設計されポケットにボールをスナップ形式で圧入した保持器（８）付きボール（６）がいわゆるマキシマム形に介装されている。一方、外輪（１）の軌道溝（１３）と内輪（２）の軌道溝（１５）との間に形成される軌道（II）には軌道（Ｉ）より少ない個数のボール（５）が介装され、保持器（７）が装入されている。」（第２ページ左下欄第１３行〜右下欄第１３行）
　
（エ）「次にこの発明の別の実施例について説明する。
　第５図は駆動車輪用のフランジ付一体形軸受であり外輪（１）に設けたフランジ（３）には取付孔（１１）が穿設されていて、該取付穴に図示していないボルトをとおして車体の支持部材にとりつけられる。内輪（２）に設けたフランジ（４）の取付孔（１２）にボルトをとおし、これによって駆動車輪にとりつけられる。・・・（中略）・・・。
　第７図は従動車輪用のフランジ付一体形軸受のさらに別の実施例について示したものである。この実施例を第１図のものと比較して説明すると、第１図の軌道（Ｉ）には軌道（II）に比較して充分多くのボールが介装され、したがって軌道（Ｉ）の負荷容量は充分に大きいが、第７図の実施例ではこの負荷容量をさらに大きくするため軌道（Ｉ）の直径を大きくしてボール（６）の個数をさらに多く組み込めるようにしたものである。したがって、第７図の実施例の軸受全体の負荷容量は第１図のそれに比較してさらに大きくなっている。たゞし、第７図の実施例の軸受を使用するときは車輪からの荷重は第１図の実施例の場合よりもさらに軌道（Ｉ）の方にかたよった位置に負荷して使用するようにするが、どれだけかたよらせるかはラジアル荷重、スラスト荷重、モーメント荷重等を考慮して軌道（Ｉ）および（II）の組合せ寿命が最大になるような位置とする。第７図は駆動車輪に応用して実施してもよいことはもちろんである。
　この発明によるフランジ付一体形軸受は外輪とフランジを有する内輪をそれぞれともに分割することなく一体に成形し、内輪のフランジ寄りの軌道にできるだけ多くの個数のボールをいわゆるマキシマム形に組込こむことができるから大きな負荷容量がえられる。また内輪のフランジから遠い軌道にはいわゆるコンラッド形より約１〜２個少い個数のボールを組込み、それぞれのボール列にそれぞれ別個の標準的な公知の保持器したがって２体形の保持器を組み非分離形の複列アンギュラ玉軸受として構成したものであるから、いわゆるコンラッド形に組立てられた軸受に比較して全体の負荷容量が大きくしたがって組合せ寿命が大となり、スラスト荷重やモーメント荷重が負荷されて両ボール列の公転に大きな差が発生した場合に１体形の保持器を有する軸受にありがちな故障または性能の低下はまったくない。また内輪の一部を分割したものを組立てたのちに止めリングなどの他の部品を使用して一体化するいわゆる内輪分割形の軸受にくらべて軸方向にコンパクトな設計ができる。」（第４ページ左上欄第２行〜右下欄第１８行）
　
（オ）第７図から、内輪（２）は、その取付孔（１２）に車輪をとりつけられるようになっているから（上記記載事項（ウ））、軸方向一方側の外周面に車両アウタ側のフランジ（４）を有し、軸方向他方側の外周面に軸方向二列の軌道溝（１６）（１５）を有していることが看取される。
　
（カ）第７図から、外輪（１）は、その取付孔（１１）に車体の支持部材をとりつけられるようになっているから（上記記載事項（ウ））、内周面に上記内輪（２）の二列の軌道溝（１６）（１５）と径方向でそれぞれ対向する軸方向二列の軌道溝（１４）（１３）を有し、軌道溝（１４）より軸方向他方側における外周面に車両インナ側のフランジ（３）を有していることが看取される。
　
（キ）第７図から、外輪（１）の軌道溝（１４）（１３）と内輪（２）の軌道溝（１６）（１５）との間には複数のボール（６）（５）からなる二列のボール（６）（５）列が介装されていることが看取される。
　
　上記記載事項及び図面の記載からみて、甲第１号証には、「フランジ付ユニット軸受」の発明に関して、次の発明が記載されているものと認められる。
「軸方向一方側の外周面に車両アウタ側のフランジ（４）を有し、軸方向他方側の外周面に軸方向二列の軌道溝（１６）（１５）を有する一体形内輪（２）と、
　内周面に上記内輪（２）の二列の軌道溝（１６）（１５）と径方向でそれぞれ対向する軸方向二列の軌道溝（１４）（１３）を有し、軌道溝（１４）より軸方向他方側における外周面に車両インナ側のフランジ（３）を有する外輪（１）と、
　外輪（１）の軌道溝（１４）（１３）と内輪（２）の軌道溝（１６）（１５）との間に介装された複数のボール（６）（５）からなる二列のボール（６）（５）列とを含み、
　負荷容量をさらに大きくするため外輪（１）の軌道溝（１４）と内輪（２）の軌道溝（１６）との間に形成されるフランジ（４）寄りの軌道（Ｉ）の直径を大きくして内輪のフランジ寄りの列のボール（６）の個数をさらに多く組み込めるようにした、フランジ付ユニット軸受。」（以下、「甲第１号証発明」という。）
　
６−２．甲第２号証（米国特許第５２２６７３７号明細書）
　
　甲第２号証には、「Two row angular contact wheel bearing with improved load capacity」（高負荷容量の二列アンギュラコンタクト車輪軸受）に関して、図面とともに、次の事項が記載されている。なお、甲第２号証の翻訳文として、請求人が甲第２号証とともに提出した翻訳文を採用するが、翻訳文の技術的な解釈は別として、翻訳文そのものには当事者間の争いはない。なお、当該翻訳文は、表現を一部変更して整合させた。
　
（ク）「If a way could be found to enlarge the diameter of even one of the ball rows, without otherwise increasing the size of or weakening the hub or spindle, load capacity would be improved.・・・（中略）・・・Instead, the installation surface is designed to be at the inner limit of the envelope, which does maximize the space available between its pathway and the integral hub pathway that it faces, maximizing the size of the inboard ball row. However, the inboard ball row is thereby made smaller than the outboard ball row, unlike a conventional bearing.」（第１欄第６６行〜第２欄第２５行）
　（ハブあるいは主軸のサイズを大きくすることなく、またハブあるいは主軸を弱体化させることなく、ボール列の１つであってもその直径を拡大できる方法が見つかれば、負荷容量を高くすることができる。・・・（中略）・・・その代わり、設置表面は、支持限界の内部境界と一致するように設計されており、それにより、軌道と対面するハブと一体に設けられた軌道との間の空間を最大にすることができ、インボード側のボール列のサイズを最大にすることができる。しかしながら、そのために従来の軸受と異なり、インボード側のボール列が、アウトボード側寄りのボール列より小さく形成される。（翻訳文第２ページ第２１行〜第３ページ第１３行））
　
（ケ）「Referring to FIG. 1, a preferred embodiment of the angular contact, two row wheel bearing of the invention includes two main components, a cylindrical outer hub, indicated generally at (10), which coaxially surrounds a central spindle, indicated generally at (12).
Hub (10) would be bolted to a vehicle suspension not illustrated, so the basic dimensions of its outer surface (14) are already determined, and not alterable by a designer seeking to increase capacity.
Likewise, spindle (12) would be bolted to a standard driven wheel and a standard drive shaft would be inserted down its central tunnel (16), so its inner dimensions are already determined and inalterable.
Another design limitation is the radial thickness of hub (10) and spindle (12), which cannot be less than a certain minimum in order to handle the radial loads expected in operation.」（第２欄第５１〜６６行）
　（図１を参照すると、本発明のアンギュラ・コンタクト二列車輪軸受は、主軸を軸方向に囲む全体を（１２）で示した部品と、全体を（１０）で示された円筒形の外ハブの２つの主部品から成る。ハブ（１０）は、車体懸架装置（図示なし）にボルト締めされるため、その外部表面（１４）の基準寸法は既定であり、容量を増加させることを目的として設計変更することは不可能である。同様に、軸（１２）は標準的な駆動車輪にボルト締めされ、その中央孔（１６）に標準的な駆動軸が挿入される。したがって、その内寸法は既定であり、変更が不可能である。他の設計限界は、ハブ（１０）及び主軸（１２）の半径方向の厚みであり、運転中において予測される半径方向の負荷に対応するために、その最小値にはある程度限界がある。（翻訳文第３ページ第２９行〜第４ページ第１１行））
　
（コ）「Separable race ring (28) is ground of a material similar to spindle (12), and has a certain minimum thickness T, which is necessary for the structural integrity of the part. As a consequence, the space potentially available between the inboard pathways (24) and (30) is significantly less than S, and the diameter D2 of the the inboard row of balls (34) that can run between them is significantly less that D1. However, this diminution in ball size is necessitated by the general geometry of the hub (10), spindle (12), and by the way they are assembled, described below.」（第３欄第６０行〜第４欄第２行）
　（分離可能な軌道輪（２８）は、主軸（１２）に同種の材料から形成され、部品の構造を一体化させるために必要な特定の最小限の厚さＴを有する、その結果、インボード側の軌道（２４）と（３０）の間の潜在的に利用可能な空間は、Ｓよりかなり小さくなる、そして、軌道（２４）と（３０）の間を走行するインボード側のボール列（３４）の直径Ｄ2は、Ｄ1よりかなり小さい。しかし、ボールのサイズにおけるこの縮小はハブ（１０）と主軸（１２）の一般的な形状寸法には不可欠であり、以下に記載するこれらの組み立てにとっても不可欠である。（翻訳文第５ページ第２８行〜第６ページ第６行））
　
（サ）「Finally, separable race ring (28) is installed by press fitting its installation surface (32) tightly over spindle (12), which brings the other inboard pathway (30) up against inboard ball row (34). Finally, race ring (28) is fixed in place by a keeper ring (36) to create and maintain the desired preload and axial end play. Because of the thickness of T of race ring (28), as noted above, the inboard balls (34) are smaller than the outboard balls (22).」（第４欄第２０〜２８行）
　（最後に分離可能な軌道輪（２８）は、主軸（１２）上の設置表面（３２）に強固に圧入されることにより設置され、それによりインボード側のボール列（３４）がもう一方のインボード側の軌道（３０）に接する。最後に、必要な予圧および軸方向端面のあそびを維持するために、軌道輪（２８）は、止め輪（３６）により適所に固定される。軌道輪（２８）の厚さＴのために、上記のように、インボード側のボール（３４）は、アウトボード側のボール（２２）より小さい。（翻訳文第６ページ第２０〜２７行））
　
（シ）「Variations in the preferred embodiment could be made. For example, either the hub (10) or spindle (12) could be the rotating, wheel carrying member. For example, if the wheel were nonpowered and attached to the hub (10), then the spindle (12) would not have to receive a drive shaft through its center, and so could be solid. In the event that the outer hub carried the wheel, and not the spindle, then the race ring (28) could be on the other side, carrying a pathway for the outboard ball row, not the inboard row, and the inboard ball row would be the larger diameter row.」（第４欄第５８〜６８行）
　（好適な実施形態を変更することも可能である。例えば、ハブ（１０）あるいは主軸（１２）のいずれかは、車輪支持部材とすることができる。例えば、もし車輪に動力を供給せずに、その車輪がハブ（１０）に付けられる場合、主軸（１２）はその中心に駆動軸を保持する必要がないので、中実にすることができる。軸でなく外側のハブに車輪が支持される場合、軌道輪（２８）は、外側に（審決注：脱字の「に」を補った。）することができ、インボード側の列ではなく、アウトボード側のボール列の軌道を保ち、インボード側のボール列が大きな直径を有する。（翻訳文第７ページ第２０〜２７行））
　
　上記記載事項（ク）〜（シ）及び図面の記載からみて、甲第２号証に記載された「高負荷容量の二列アンギュラコンタクト車輪軸受」の発明は、次の技術事項（Ａ）〜（Ｃ）を含むものと認められる。
　
　（Ａ）主軸を軸方向に囲む全体を（１２）で示した部品と、全体を（１０）で示された円筒形の外ハブの２つの主部品からなり、ハブ（１０）は、車体懸架装置にボルト締めされ、軸（１２）は標準的な駆動車輪にボルト締めされ、インボード側のボール列（３４）の直径Ｄ2は、アウトボード側のボール列（２２）の直径Ｄ1よりかなり小さい、アンギュラ・コンタクト二列車輪軸受。
　（Ｂ）ハブ（１０）あるいは主軸（１２）のいずれかは、車輪支持部材とすることができ、軸でなく外側のハブに車輪が支持される場合、軌道輪（２８）は、外側にすることができ、インボード側の列ではなく、アウトボード側のボール列の軌道を保ち、インボード側のボール列が大きな直径を有する。
　（Ｃ）分離可能な軌道輪（２８）は、主軸（１２）上の設置表面（３２）に強固に圧入されることにより設置される。
　
６−３．甲第３号証（転がり軸受工学編集委員会編、「転がり軸受工学」、株式会社養賢堂、昭和５１年５月２０日第２版発行の表紙、目次、p.81〜82、及び奥付けの写し）
　
　甲第３号証には、「転がり軸受の剛性」に関する技術事項として、次の事項（ス）及び（セ）が記載されている（以下、句読点を適宜変更して表記した。なお、アンダーラインは当審で付与したものである。）。
　
（ス）「転がり軸受で支えられた軸系は外力によりたわみや振動を起こす。
これには転がり軸受の剛性が軸の剛性とともに影響する。たとえば、高速回転軸の危険速度には、軸剛性のほかに軸受の半径方向剛性も影響する。
　・・・軸受の剛性、すなわち、軸受荷重に対する内外輪の間の相対変位量の関係は、主として、この点接触や線接触部の変形によって与えられる・・・」（第８１ページ本文第１〜１２行）
　
（セ）「軸系中で使われている軸受の剛性を高めたい場合には、軸受の内部設計を変える方法、その使い方を考慮する方法がとられる。
内部設計から剛性を上げるには、
　（ｂ）転がり接触部の変形量が軸受の変位量に変換されるとき、後者が小さくなる形をとる。
　（ａ）は
玉径、
転動体数に関係し、一般に、小さい転動体を多数使う方がよい。
　（ａ）転がり接触部の剛性は荷重の増加で高まる。
　（ｂ）軸受剛性は荷重を支えている転動体数が多いほど高い。・・・
　
これらは剛性以外に軸受摩擦や寿命にも関係し、剛性には良いことが逆効果になりやすく、使用目的に応じた軸受の選定、使い方が必要である。
　
７．無効理由に対する当審の判断
　
７−１．本件発明１について
　
（１）対比
　本件発明１と甲第１号証発明とを対比すると、甲第１号証発明の「一体形内輪（２）」は、「一体形」であることについて以下の「（２）判断」で検討することとすると、その機能からみて、ひとまず本件発明１の「ハブ軸」と「内輪部材」の双方の機能を有するものに相当し、以下同様に、「外輪（１）」は「外輪部材」に相当し、「ボール（６）（５）」は「転動体」に相当し、「二列のボール（６）（５）列」は「軸方向二列の第１、第２転動体群」に相当し、「フランジ付ユニット軸受」は「転がり軸受装置」に相当する。
　そうすると、甲第１号証発明の「軸方向一方側の外周面に車両アウタ側のフランジ（４）を有し、軸方向他方側の外周面に軸方向二列の軌道溝（１６）（１５）を有する一体形内輪（２）」は、内輪の形式が「一体形」であることについては上述のとおり扱うこととして、ひとまず本件発明１の「軸方向一方側の外周面に車両アウタ側のフランジを有するハブ軸と、前記ハブ軸の軸方向他方側に軸方向二列の第１、第２内輪軌道面を有する内輪部材」に相当する。
　甲第１号証発明の「内周面に上記内輪（２）の二列の軌道溝（１６）（１５）と径方向でそれぞれ対向する軸方向二列の軌道溝（１４）（１３）を有し、軌道溝（１４）より軸方向他方側における外周面に車両インナ側のフランジ（３）を有する外輪（１）」は、実質的に、本件発明１の「内周面に前記内輪部材の二列の第１、第２内輪軌道面と径方向でそれぞれ対向する軸方向二列の第１、第２外輪軌道面を有し、前記第１外輪軌道面より軸方向他方側における外周面に車両インナ側のフランジを有する外輪部材」に相当する。
　甲第１号証発明の「外輪（１）の軌道溝（１４）（１３）と内輪（２）の軌道溝（１６）（１５）との間に介装された複数のボール（６）（５）からなる二列のボール（６）（５）列」は、実質的に、本件発明１の「前記外輪部材の第１、第２外輪軌道面と前記内輪部材の第１、第２内輪軌道面との間に介装される軸方向二列の第１、第２転動体群」に相当する。
　さらに、甲第１号証発明の「負荷容量をさらに大きくするため外輪（１）の軌道溝（１４）と内輪（２）の軌道溝（１６）との間に形成されるフランジ（４）寄りの軌道（Ｉ）の直径を大きくして内輪のフランジ寄りの列のボール（６）の個数をさらに多く組み込めるようにした」構成は、「負荷容量をさらに大きくするため」である点を課題として捉えた上で転動体の直径の大小関係を相違点として別途検討することとすると、少なくとも、「前記内輪部材のフランジと前記外輪部材のフランジとの間において、車両アウタ側の前記第１転動体群のピッチ円直径Ｄ1と、車両インナ側の前記第２転動体群のピッチ円直径Ｄ2との関係が、Ｄ1＞Ｄ2に設定され」、「前記第１転動体群の転動体数が前記第２転動体群の転動体の数よりも増大されている」限りにおいて本件発明１と共通するものである。
　
　したがって、本件発明１の用語にならってまとめると、両者は、
　「軸方向一方側の外周面に車両アウタ側のフランジを有するハブ軸と、前記ハブ軸の軸方向他方側に軸方向二列の第１、第２内輪軌道面を有する内輪部材と、
　内周面に前記内輪部材の二列の第１、第２内輪軌道面と径方向でそれぞれ対向する軸方向二列の第１、第２外輪軌道面を有し、前記第１外輪軌道面より軸方向他方側における外周面に車両インナ側のフランジを有する外輪部材と、
　前記外輪部材の第１、第２外輪軌道面と前記内輪部材の第１、第２内輪軌道面との間に介装される軸方向二列の第１、第２転動体群とを含み、
　前記内輪部材のフランジと前記外輪部材のフランジとの間において、車両アウタ側の前記第１転動体群のピッチ円直径Ｄ1と、車両インナ側の前記第２転動体群のピッチ円直径Ｄ2との関係が、Ｄ1＞Ｄ2に設定され、
　前記第１転動体群の転動体数が前記第２転動体群の転動体の数よりも増大されている転がり軸受装置。」
である点で一致し、以下の点で相違する。
　
［相違点１］
　本件発明１は、内輪部材が上記ハブ軸と「前記ハブ軸の軸方向他方側の外周面に一体回転可能に嵌合装着された内輪とからなり」、上記ハブ軸の軸方向他方側「の外周面および前記内輪の外周面」に軸方向二列の第１、第２内輪軌道面を有するものであるのに対し、甲第１号証発明は、内輪部材がハブ軸と内輪を一体的に形成したものであることから、「軸方向他方側の外周面に軸方向二列の軌道溝（１６）（１５）を有する一体形内輪（２）」である点。
　
［相違点２］
　本件発明１は、「前記内輪部材のフランジと前記外輪部材のフランジとの間にできる自由空間を有効利用して車両アウタ側の前記第１転動体群のピッチ円直径Ｄ1を大きく設定し、前記Ｄ1と前記Ｄ2との関係が、Ｄ1≦１．４９×Ｄ2に設定されて」いるものであるのに対し、甲第１号証発明は、負荷容量をさらに大きくするためにＤ1＞Ｄ2に設定したものであって、当該Ｄ2に対してＤ1がどの程度大きいか明らかではない点。
　
「相違点３］
　本件発明１は、「前記第１、第２転動体群の転動体の直径が同じ場合に比べて、さらに軸受負荷中心間距離の増大を図るように、前記第１転動体群の各転動体の直径が前記第２転動体群の転動体の直径よりも小さく設定されている」のに対し、甲第１号証発明は、転動体（二列のボール（６）（５））の直径の大小関係が明らかではないものの、技術常識及び図面からは同一の大きさであるものと捉えられる点。
　
（２）判断
　
（２−１）転がり軸受装置の技術水準について
　上記相違点を検討するにあたって、転がり軸受装置に関する技術水準を基本的事項として整理すると、以下のとおりである。（甲各号証の技術用語の後の［　］内の用語は、本件訂正明細書において用いられている表現である。）
　
（２−１−１）転がり軸受装置の形式
　（ｉ）甲第２２号証には、「第２世代ハブユニットは外輪回転タイプと内輪回転タイプに大別される。外輪回転タイプは・・・。これに対し内輪回転タイプは、外輪に一体化されたフランジ部をナックル［車両インナ側］に取り付け、内輪に圧入嵌合されたハブシャフトにホイールを取り付けて使用するタイプで、駆動輪にも従動輪にも使用されている。・・・
　第３世代ハブユニットは内輪回転タイプ第２世代ハブユニットのアウタ側内輪とハブシャフトを一体化した形状で、よりユニット化が進んだ構造となっている。」（第５２ページ右欄上段）と記載され、第５２ページ左欄の図１「ホイール用軸受および周辺構造の変遷」及び第５３ページの図４「第２世代ハブユニット」、図５「第３世代ハブユニット」には、それぞれ第２世代ハブユニット及び第３世代ハブユニットの内輪部材を含む構造が記載されている（上記ハブユニットは、本件発明１の「転がり軸受装置」に相当する。以下同じ。）。
　（ii）甲第２３号証の第２１ページの図８「ハブユニット軸受の各世代比較」には、第１世代〜第４世代の転がり軸受装置の構造図とともにその特徴が記載されている。特に、第３世代を示す構造図は、左側に「分離内輪付」、右側に「内輪一体型」が示されており、当該分離内輪付は、甲第２２号証に記載された第３世代ハブユニットと同様に、内輪回転タイプ第２世代ハブユニットのアウタ側内輪とハブシャフトを一体化した形状（本件発明１の内輪部材の形式）を有しており、当該内輪一体型は、アウタ側内輪及びインナ側内輪をハブシャフトに一体化した形状（甲第１号証発明の内輪部材の形式）を有している。そして、甲第２３号証の第２２ページの左欄には、１９９０年までの１０数年のハブユニットに関する採用状況が図９「ハブユニット軸受の採用状況」に示され、車種によって上記第２世代ハブユニット、上記第３世代（分離内輪付）ハブユニット、及び上記第３世代ハブユニット（図９の左欄には注釈がないが図８などから見て「内輪一体型」と解される。）が選択的に用いられていることが理解できる。
　（iii）上記（ｉ）及び（ii）から、本件発明１の出願時において、甲第１号証発明のように内輪を一体に形成した内輪一体型のハブユニットと、本件発明１のように車両インナ側の内輪を嵌合装着するとともに車両アウタ側の内輪をハブシャフトと一体化した分離内輪付のハブユニットは、車種に応じた要求仕様や企業の設計思想などに基づいて適宜選択して用いられていたものと解される。
　
（２−１−２）転がり軸受装置の課題
　（iv）「ホイール軸受［転がり軸受装置］に要求される基本的な性能として寿命、剛性が挙げられる。」（甲第２２号証の第５２ページ右欄中段）
　（ｖ）「軸受の内外輪または転動体のいずれかに疲れによるはく離が起こり始めるまでの総回転数を、与えられた一定荷重のもとにおける寿命とよぶ。」（甲第８号証第１２３ページ中段）
　（vi）「このように、ハブユニット軸受１０では、互いに二律背反である高寿命や高剛性と、重量低減や低コストとを共に満足することができる。」（甲第１１号証の段落【００２９】）
　（vii）「軸受の転がり寿命を維持しつつ軸受の剛性アップが図れる。」（甲第１３号証の段落【００１７】）
　（viii）「予圧量が９８１０Ｎ（１０００ｋｇｆ）より大きいと、軸受剛性を高めることができるが、それだけ軸受の負荷が増大するため、軸受寿命の低下を招く。」（甲第１５号証の段落【００４６】）
　（ix）上記（iv）〜（viii）から、転がり軸受装置において、寿命、負荷容量又は剛性（転がり軸受装置の剛性とは、特に注釈がない限り「モーメント剛性」を意味する。以下、同じ。）を課題として捉えることは、周知事項であり、転がり軸受装置の設計にあたって、寿命又は負荷容量に重点を置くか、剛性に重点を置くか、又は、両者の適切なバランスをとるか、ということは、車種に応じた要求仕様や企業の設計思想などに基づいて検討されていたものと解される。
　
（２−１−３）転がり軸受装置のモーメント剛性に影響を与える要素
　（ｘ）「耐モーメント剛性は、軸受の作用点間距離Ｓ［軸受負荷中心間距離］が長く、軸方向及び径方向の支持剛性が高いほど有利となる。」（甲第２３号証第２０ページ左欄下）
　（xi）「本発明では、 (1)同一空間内で軸受のスパン［軸受負荷中心間距離］を広く採る設計が可能となり、軸受剛性を大きく向上させることが可能となる。 (2)同一空間内で内部諸元を変更し、転動体個数を増加させて軸受剛性を向上させたり、外方部材の肉厚やフランジの肉厚を最適化して外方部材の変形を抑え、軸受剛性を向上させることが可能となる。」（甲第１４号証の段落【００１１】）
　「同一空間内で内部諸元を変更し、転動体個数を増加させて軸受剛性を向上させたり、外方部材２４の肉厚やフランジ２３の肉厚を最適化して外方部材２４の変形を抑え、軸受剛性を向上させることが可能となる。」（甲第１４号証の段落【００２４】）
　（xii）「ハブユニット軸受５０［転がり軸受装置］の耐久性や寿命を向上させるためには、ボール５４［転動体］の径の大径化、ボール５４のＰＣＤ［ピッチ円直径］拡大、ボール５４間のスパン［軸受負荷中心間距離］拡大、等で対応することが可能である。」（甲第１１号証の段落【０００６】）
　（xiii）甲第２２号証には、「ハブユニット軸受［転がり軸受装置］の剛性に関する要因としては、下記４項目が挙げられる。」として、「(1)作用点間距離」、「(2)外輪・内軸強度」、「(3)アキシアルすきま」、「(4)ボール構成」が記載され、そのうち「(1)作用点間距離」について、以下のように記載されている。
　「作用点間距離［軸受負荷中心間距離］は、軸受の内部諸元により幾何学的に求まる。作用点間距離をＳとすると、
　　　Ｓ＝ＤＭ・tanα＋Ｌ
　　　ここで、Ｌ：球心距離
　　　　　　ＤＭ：ボールのピッチ円直径
　　　　　　　α：接触角
　例えば、図３から分かるように、同じ外形寸法の場合、ＤＡＣ＋ハブに対し第２世代ハブユニットにすることにより、
　(1)トータルでの外輪肉厚を薄くできることから、ＤＭを大きくできる。
　(2)軸シール内蔵タイプにすることで、Ｌを大きくすることができる。
　その結果作用点間距離を大きくすることが可能、言い換えれば、剛性を大きくすることが可能となる。」（甲第２２号証の第５３ページ左欄中段〜第５４ページ左欄（審決注：丸数字の１、２をそれぞれ(1)、(2)と表記した。））
　（xiv）甲第８号証の第１２８ページの「（ｉ）転動体の直径，ｄ」の項の式、及び同第１２９ページ「（ii）一列中の転動体数，ｚ」の項の式から、玉軸受の負荷容量Ｃ（「動負荷容量」又は「基本負荷容量」と近似した概念と考えられる。）は、転動体の直径ｄの１．８乗（ｄ≦２５．４ｍｍの場合）に比例し、転動体数ｚの２／３乗に比例するものであるから、転動体の直径ｄを大きくした場合も、転動体数ｚを増やした場合も、負荷容量は大きくなるものの、転動体の直径ｄを大きくする方が転動体数ｚを増やすより負荷容量を大きくする効果が大きいものと解される。
　他方、甲第８号証の第１１７ページの（３．４２）式から、玉軸受の弾性変位量（変形接近量）δは、転動体直径ｄの１／３乗の逆数に比例し、転動体数ｚの２／３乗の逆数に比例する。そして、剛性は、上記弾性変位量δの逆数に比例するから、結局、玉軸受の剛性は、転動体直径ｄの１／３乗に比例し、転動体数ｚの２／３乗に比例するから、転動体の直径ｄを大きくした場合も、転動体数ｚを増やした場合も、剛性は大きくなるものの、転動体数ｚを増やす方が転動体の直径ｄを大きくするより剛性を向上させる効果が大きいものと解される。
　（xv）乙参考図４は、甲第８号証に記載された上記（xiv）の転動体の直径と転動体数の関係をモデルを用いて説明したものであり、各モデルは、いずれも１００Ｎの荷重を負荷したときであって、「モデル１」が玉径１０ｍｍの玉４個で受けた場合、「モデル２」がモデル１に示す玉径の１／２の玉径５ｍｍの玉４個で受けた場合、「モデル３」がモデル１に示す玉径の１／２の玉径５ｍｍの玉８個で受けた場合、のシミュレーション結果を示している。その結果は、負荷容量と剛性の大きさをそれぞれ「大」、「中」、「小」で表すと以下のような関係になっている。
　　　モデル１（玉径１０ｍｍ、玉数　４）：負荷容量「大」、剛性「中」
　　　モデル２（玉径　５ｍｍ、玉数　４）：負荷容量「小」、剛性「小」
　　　モデル３（玉径　５ｍｍ、玉数１０）：負荷容量「中」、剛性「大」
　すなわち、玉数を４個に固定して玉径を５ｍｍから１０ｍｍに大きくする（モデル２→モデル１への変更）と負荷容量が大きくなる（「小」→「大」）ことは当然であるが、剛性も「小」から「中」へ大きくなっている。また、玉径を５ｍｍに固定して玉数を４個から１０個に増やす（モデル２→モデル３への変更）と剛性が大きくなる（「小」→「大」）ことは当然であるが、負荷容量も「小」→「中」へ大きくなっている。このことから、転動体の直径（玉径）を大きくした場合も、転動体数（玉数）を増やした場合も、その程度は別として、負荷容量も剛性も大きくなることが分かる。
　ただし、軸受のピッチ円直径が固定されているという条件の下では、転動体は幾何学的に固定されたピッチ円の円周長（πｄ）に収容する必要があることから、転動体の直径を大きくすると収容できる転動体数は少なくなり、逆に転動体の直径を小さくすると収容できる転動体数は多くなることになる。そして、転動体の直径と転動体数が負荷容量と剛性に及ぼす影響は、上記（xiv）に挙げたとおりであるから、甲第２２号証の図６に示すようなバランスを念頭に、必要に応じて負荷容量と剛性のいずれかに重み付けをして設計することになる。
　（xvi）甲第２２号証には、「一般的にボール数［転動体数］が多いほど剛性は向上するが、動定格荷重は低下する。」（第５４ページ左欄中段）と記載され、第５４ページの図６には、ボールのピッチ円直径５８．６ｍｍ、内輪幅４２ｍｍという条件において、ボール数に対する動定格荷重と剛性の関係は、逆の相関を有しているグラフが表示されている。
　すなわち、上記図６は、転動体（ボール）のピッチ円直径が５８．６ｍｍに固定されているから、本件訂正明細書の表２に記載された試験結果と同様に、転動体の直径を小さくして転動体数を増加させるか、転動体直径を大きくして転動体数を減少させるかによって、動定格荷重と剛性がボール数１４の左右で逆の特性を示しているものと解される。そうでないとすると、ボール数を１２個から１６個に増やすほど動定格荷重が一様に低下するという結果となり、不自然なだけでなく、上記（xiv）とも矛盾するからである。
　したがって、甲第２２号証の上記記載は、転がり軸受装置の負荷容量を大きくすることと剛性を大きくすることが逆の方向への課題を追究することであることを示しているのではなく、設計上ピッチ円直径を変更できないなど、ピッチ円直径が固定されている条件の下では、軌道面に収容する転動体の直径と転動体数は、負荷容量と剛性に逆の相関があるから両者のバランスを考慮する必要があることを示しているものである。
　（xvii）上記（ｘ）〜（xiii）及び甲第２２号証の図３、甲第１１号証の図１、甲第１４号証の図１などから、転がり軸受装置のモーメント剛性は、軸受負荷中心間距離を大きくすることによって向上させることができ、その距離は、転動体のピッチ円直径、転動体の球心距離、転動体と軌道面の接触角（上記（xiii）の「α」）から、幾何学的・力学的に計算できるものと解される。
　（xviii）上記（xiv）〜（xvi）から、転がり軸受装置は、転動体の直径を大きくした場合も、転動体数を増やした場合も、程度の差はあるが負荷容量及びモーメント剛性はいずれも大きくなる。ただし、設計上ピッチ円直径を変更できないなど、ピッチ円直径が固定されている条件の下では、固定されたピッチ円の円周長に収容する転動体の直径と転動体数がトレードオフの関係にあることから、その負荷容量と剛性に逆の相関があるものと解される。
　（上記（ｉ）〜（xviii）を、それぞれ「基本的事項（ｉ）〜（xviii）」又は「周知事項」という。）
　
（２−２）本件発明１の課題と構成について
　本件発明１は、「狭隘な車体に対して、装置を大型化させることなく高剛性化を図れる構造でもって、転がり軸受装置の長寿命化を図れるようにすることを解決課題とする」ものである（本件訂正明細書の段落【０００４】）。この点に関連して、本件訂正明細書には、次のような記載がある。
　「【００２５】
　これらの距離Ｌ1，Ｌ2は、軸受負荷中心間距離を示しており、これらＬ1，Ｌ2が大きいほど、転がり軸受装置１００の剛性が大きくなる。したがって、Ｄ1＞Ｄ2に設定することにより、軸受負荷中心間距離が増大し、転がり軸受装置１００の剛性を向上させることができ、ひいては転がり軸受装置１００の長寿命化につながる。」
　「【００４２】
　さらに、以上のように車両アウタ側の玉４の直径を小さくすることにより、上記参考例に比べてさらに車両アウタ側の玉群４の周方向における介装数を増やすことができる。図５に示すように、玉４の直径を小さくすると、周方向に隣り合う玉４同士の配置間隔を狭めることができるので、玉４の介装数を増やすことができる。これにより、玉一個当たりの荷重を分散することができ、転がり軸受装置１００の剛性がさらに向上する。
【００４３】
　ただし、玉４の直径を小さくするにつれ、転がり軸受装置１００の剛性は向上するものの、寿命は低下する傾向にある。そのため、玉４の直径は、従来例に比べて転がり軸受装置１００の寿命が低下しない範囲で適切に設定する必要がある。」
　そして、本件訂正明細書の表２に記載された試験結果をみると、試料１（玉４の直径を玉５の直径の８８％、玉４の介装数を１８個）が従来例との比較で剛性は８４％と向上し、寿命も玉４側が１４７％、玉５側が１２０％といずれも向上しており、試料２（玉４の直径を玉５の直径の８１％、玉４の介装数を２０個）も従来例との比較で、剛性は８３％となって試料１より向上し、寿命も玉４側が１１５％、玉５側が１１７％と向上しているのに対し、試料３（玉４の直径を玉５の直径の７５％、玉４の介装数を２１個）では従来例との比較で、剛性は８２％となって試料２よりさらに向上しているものの、寿命は従来例との比較で玉４側が７８％と低下していることから（本件訂正明細書の段落【００４６】〜【００４８】）、玉４の直径の下限値は、第１転動体群のピッチ円直径Ｄ1＝７３ｍｍとしたとき、玉５の直径の８１％、すなわち約１０．３２ｍｍ（試料２のデータ）とするのが好ましく、さらには、玉４の直径を約１０．３２ｍｍ、玉４の介装数を２０個に設定（試料２のデータ）すると、極めて剛性が高く、しかも長寿命な転がり軸受装置１００とすることができる（同【００４９】）ことが記載されている。すなわち、試料１、試料２及び試料３は、従来例に対して、アウタ側の玉径を、順次、１１．１１ｍｍ、１０．３２ｍｍ及び９．５３ｍｍと小さくして、アウタ側の玉の介装数を、順次、１８個、２０個及び２１個と増加させるに従って、剛性がそれぞれ８４％、８３％及び８２％（値が小さいほど剛性が高い（同【００２９】）。）と高くなっているが、アウタ側の寿命はそれぞれ１４７％、１１５％及び７８％と低下していることから、アウタ側の玉４の直径の下限値は、剛性が最も高い試料３の直径９．５３ｍｍを除外して、試料２の１０．３２ｍｍが好ましいとしているのであり、このことは上記「高剛性化を図れる構造でもって、転がり軸受装置の長寿命化を図れるようにする」こととも整合するものである。
　以上のことから、本件発明１は、転がり軸受装置の寿命を度外視して高剛性化を図るものではなく、本件訂正明細書に記載されたとおり、「高剛性化を図れる構造でもって、転がり軸受装置の長寿命化を図れるようにすることを解決課題」としているものと解される。
　この点に関して、被請求人は、第２回答弁書において、本件特許明細書では、高剛性化と同時に長寿命化という副次的な課題をも解決する手段として剛性が高く長寿命な転がり軸受装置とすることができる技術思想を開示するが、これらはあくまで試験結果についての記載であって、本件発明１によって特定される技術事項ではないこと（上記４．（５）(o）の項を参照。）、アウタ側の転動体の直径を小さくすることにより、従来例より剛性は向上しているが寿命は低下しているものも、寿命低下が許容範囲内であれば、その技術的範囲に含んでいること（同、(p)の項を参照。）、本件明細書の段落【００４４】〜【００４９】、表２は、検証するための試験結果を示しているにすぎず、この試験結果の設定自体が、本件訂正発明１の実施形態そのものを示しているわけではないこと（同、(q)の項を参照。）、を主張している。
　しかしながら、本件訂正明細書の段落【０００４】、【００２５】、【００４６】〜【００４８】の記載に照らせば、本件発明１が寿命を考慮することなくモーメント剛性を課題としたものであると捉えることには無理があり、従来例より寿命が低下しても許容範囲内であれば本件発明の技術的範囲に含んでいることを示唆する記載もなく、上記許容範囲があるとしてもどの程度の範囲をいうのかも明らかではないから、上記主張は採用できない。
　次に、本件発明１の構成について検討するに、本件発明１の「前記第１、第２転動体群の転動体の直径が同じ場合に比べて、さらに軸受負荷中心間距離の増大を図るように、前記第１転動体群の各転動体の直径が前記第２転動体群の転動体の直径よりも小さく設定されている」構成は、図４及び本件訂正明細書の段落【００４０】〜【００４２】などから理解できるが、表２の試料１〜３による試験は、いずれもピッチ円直径を７３ｍｍに固定して行ったものであり、これを図４に当てはめると点線で描かれた玉４の幾何学的な中心を固定して玉径を縮小する（この場合、内輪軌道面は拡径し、外輪軌道面は縮径して玉を支持することになる。）ことを意味するから、図４に記載された車両アウタ側の外輪軌道面の内径寸法を固定して玉径を縮小することにより軸受負荷中心間距離をＬ2からＬ3に拡大した説明とは異なり、軸受負荷中心間距離はＬ2のまま変化させずに試験をして検証したことになる。この点ではこの試験結果が本件発明１の実施形態そのものを示していないという被請求人の主張を首肯できるが、そうだとすると、本件発明１の上記構成は、具体的な試験の裏付けがなく、発明の課題を解決する技術思想を上記基本的事項に基づく幾何学的・力学的な観点から検討して得られた構成を特定したものというほかない。
　
（２−３）本件発明１と甲第１号証発明の課題について
　甲第１号証発明が解決しようとする課題について検討するに、甲第１号証発明は、一義的には転がり軸受全体の負荷容量を大きくすることによって軌道（Ｉ）および（II）の組合せ寿命が最大になるようにすることを解決課題としているものであるが（上記記載事項（エ））、第７図の実施例では「負荷容量をさらに大きくするため軌道（Ｉ）の直径を大きくしてボール（６）の個数をさらに多く組み込めるようにした」（上記記載事項（エ））ことにより、甲第１号証の第１図に記載された実施例と比較してピッチ円直径が大きくなって軸受負荷中心間距離が大きくなると同時に転動体数が増加して転がり軸受の剛性が向上していることは（転動体数の増加は負荷容量も大きくするが、剛性を大きくする効果が大きい。）、上記基本的事項（xiv）〜（xvi）に照らして、当業者に明らかである。さらに、「第７図の実施例の軸受全体の負荷容量は第１図のそれに比較してさらに大きくなっている。たゞし、第７図の実施例の軸受を使用するときは車輪からの荷重は第１図の実施例の場合よりもさらに軌道（Ｉ）の方にかたよった位置に負荷して使用するようにするが、どれだけかたよらせるかはラジアル荷重、スラスト荷重、モーメント荷重等を考慮して軌道（Ｉ）および（II）の組合せ寿命が最大になるような位置」（上記記載事項（エ））としていることの技術的意義は、車輪からのラジアル荷重、スラスト荷重、モーメント荷重等が軌道（Ｉ）と（II）に対して負荷される相対的な位置によって軌道（Ｉ）と（II）が分担するラジアル荷重やモーメント荷重のバランスが変わることに伴って軌道（Ｉ）と（II）の負荷のみならず剛性の変化の影響も受けた結果として軌道（Ｉ）および（II）の組合せ寿命が最大になるような位置とすることを示唆している。すなわち、甲第１号証発明は、剛性を度外視して負荷容量のみの観点から転がり軸受装置の寿命を考慮しているわけではなく、転がり軸受装置の負荷容量に着目しつつ、剛性にも配慮して転がり軸受装置を長寿命化することを課題の前提としているものと解される。このことは、負荷容量だけに着目して寿命を向上させると、上記基本的事項（xiv）〜（xvi）に示したように、剛性が低下して要求仕様を満たさなくなる可能性があることからも理解できる。
　そうすると、上記基本事項（xiv）〜（xvi）に挙げたとおり、転がり軸受装置は、設計上ピッチ円直径を変更できないなど、ピッチ円直径が固定されている条件の下では、剛性に着目するか負荷容量に着目するかによってその特性に逆の相関があるとしても、本件発明１と甲第１号証発明は、従来の転がり軸受装置の長寿命化を図ることを前提としてその特性を向上させたものである点において共通するものである。そして、その前提において、本件発明１は、剛性という課題に着目し、甲第１号証発明は、負荷容量という課題に着目したものということができる。
　ところで、転がり軸受装置には、その使用条件に応じて、ラジアル荷重、スラスト荷重、及びモーメント荷重が作用することは、甲第１号証の記載事項（イ）にも示唆されているように、技術常識である。したがって、ラジアル荷重、スラスト荷重、及びモーメント荷重が作用する転がり軸受装置において、寿命を向上させることを前提として、負荷容量に重点を置いて設計するか、剛性に重点を置いて設計するかは、当該転がり軸受装置を使用する車種の要求仕様（高速車両か低速車両か、大型車両か小型車両か）や企業の設計思想などに応じて決定できる設計事項ということができる。さらに、甲第１号証発明が負荷容量に着目した発明であることは、上記基本的事項（ｉ）〜（xviii）を考慮して別の観点から設計変更をすることを妨げることにはならないことは明らかであって、転がり軸受装置の構成を検討する上で、その寿命を前提としつつ剛性に着目することは周知事項（例えば、甲第１１号証の段落【００２９】、【００３３】、及び甲第１３号証の段落【０００７】、【００１７】を参照。）であることに照らせば、甲第１号証発明において、長寿命化を図ることを前提としつつ、負荷容量ではなく剛性に着目して高めるようにすることは、当業者が上記設計事項を考慮して適宜なし得たことである。
　被請求人は、上記４．（５）(v)において、甲第２２号証の図６に示される上記技術的事項によれば、甲第１号証も甲第２号証も、いずれも、負荷容量を増大することを目的とする技術思想であるから、剛性は向上するが負荷容量は低下することになる、転動体直径を小さくして転動体数を増加させることを、甲第１号証に適用することは阻害要因がある旨を主張している。確かに、上記基本的事項（xvi）に挙げた、設計上ピッチ円直径を変更できないなど、ピッチ円直径が固定されている条件の下であれば、軌道面に収容する転動体の直径と転動体数がトレードオフの関係にあるから負荷容量と剛性に逆の相関があるので、阻害要因があるといえる余地もあるが、転がり軸受装置は、上記基本的事項（ｉ）〜（xviii）を考慮した上で、転動体の直径と転動体数のみならず、ピッチ円直径や軸受負荷中心間距離なども含めて設計されるのであるから、甲第２２号証の図６に示された技術的事項が甲第１号証発明に甲第２号証の構成を適用することを妨げる理由にはならない。
　なお、負荷容量と剛性に逆の相関があるという被請求人の主張は、上述のとおり、ピッチ円直径が固定されていることを前提としたものであるが、この点に関する構成は本件発明１の請求項に特定されていないばかりか、本件発明１の実施形態を説明する図４（外輪軌道面の直径を固定し、転動体の直径が小さくなるにつれてピッチ円直径を大きくした作図。この作図の手法は、甲第２号証の図１のアウトボード側のボール（２２）の大きさを変更する手法と同じである。）の構成とも矛盾するものである。ただし、被請求人が本件発明を検証したものであって本件発明の実施形態そのものを示しているわけではない（被請求人の主張の上記４．（５）(q)）としている表２の試験は、ピッチ円直径を７３ｍｍに固定して行われており、試料３では剛性が大きくなっているにも拘わらず寿命は低下しており、上記基本的事項（xvi）にも整合している。
　
（２−４）相違点１について
　上記相違点１において、本件発明１がハブ軸の軸方向他方側の外周面に一体回転可能に内輪を嵌合装着して内輪軌道面とした点について検討する。
　上記基本的事項（iii）に挙げたように、本件発明１の出願時において、甲第１号証発明のように内輪を一体に形成した内輪一体型の転がり軸受装置と、本件発明１のように車両インナ側の内輪を嵌合装着するとともに車両アウタ側の内輪をハブシャフトと一体化した分離内輪付の転がり軸受装置は、いずれも車種などに応じて広く採用されていた周知のものであり、甲第２３号証の図９に見られるように、車種に応じた要求仕様や企業の設計思想などに基づいて適宜選択して用いられていたものである。そして、転がり軸受装置を構成する内輪部材、外輪部材、転動体などの要素は、上記要求仕様や上記設計思想などにしたがって上記基本的事項（ｘ）〜（xviii）を適用して各要素毎に当業者が通常の創作能力を発揮して設計できるものであるから、被請求人が上記４（２）(d)で主張するように、甲第１号証発明が内輪を一体型とすることにより低原価で高性能、低原価、軽量のフランジ付軸受及びその組合方法を提供するものであるとしても、上記要求仕様や上記設計思想などによる別の観点から当業者が内輪を上記分離内輪付のような形式に変更することを妨げる事情はないから、上記相違点１に係る本件発明１の構成は、甲第１号証発明に内輪をハブシャフトに嵌合装着して一体化した上記周知の形式を適用して当業者が容易に想到し得たものである。
　
（２−５）相違点２について
　転がり軸受装置において、上記（２−３）で述べたとおり、その発明の解決課題として剛性に着目することは当業者が必要に応じて容易になし得たことであり、剛性を向上させるためにピッチ円直径、転動体の個数と直径、軸受負荷中心間距離などの要素を幾何学的・力学的な観点から検討して設計することは周知事項であるところ（上記基本的事項（ｉ）〜（xviii））、これらの要素のうち、ピッチ円直径について、その大小関係を数値範囲で特定することに困難性があるか、さらに、前記内輪部材のフランジと前記外輪部材のフランジとの間にできる自由空間を有効利用して車両アウタ側の前記第１転動体群のピッチ円直径Ｄ1を大きく設定することに困難性があるかについて、以下に検討する。
　
　まず、上記相違点２において、本件発明１が、転動体群のピッチ円直径である上記Ｄ1と上記Ｄ2との関係をＤ1≦１．４９×Ｄ2に設定した点について検討するに、甲第１号証には、上述のとおり、第１転動体群のピッチ円直径Ｄ1と第２転動体群のピッチ円直径Ｄ2との関係がＤ1＞Ｄ2に設定した点が記載されているところ、本件発明１の「Ｄ1≦１．４９×Ｄ2」は、上記Ｄ2に対する上記Ｄ1の上限値を特定したものと解されるが、この点について本件訂正明細書には表１とともに次のような記載がある。
　「【００３１】
　表１において、試料１では、Ｄ1をＤ2の１１０％とし、玉４の介装数を玉５と同じ１１個としている。この場合、転がり軸受装置１００は、従来例との比較において、剛性が９８％と向上しており、寿命も玉４側が１０８％、玉５側が１０７％と向上している。
【００３２】
　試料２では、Ｄ1をＤ2の１４９％とし、玉４の介装数を１６個としている。この場合、転がり軸受装置１００は、従来例との比較において、剛性が８４％と向上しており、寿命も玉４側が２５７％、玉５側が１２１％と向上している。しかも、試料１との比較においても、剛性、寿命ともに向上している。
【００３３】
　ただし、Ｄ1をＤ2の１４９％より大きく設定すると、転がり軸受装置１００の大型化、重量化の問題があるため、Ｄ1はＤ2の１４９％以下に設定するのが好ましい。
【００３４】
　以上より、１．１０×Ｄ2≦Ｄ1≦１．４９×Ｄ2に設定するのが好ましく、さらには、Ｄ1＝１．４９×Ｄ2、つまりＤ1＝７３ｍｍに設定すれば、剛性、寿命ともに優れた転がり軸受装置１００とすることができる。」
　
　すなわち、表１において、試料１はＤ1をＤ2の１１０％とすることにより従来例に比較して寿命は玉４側が１０８％、玉５側が１０７％、剛性は９８％（値が小さいほど剛性が高い（本件訂正明細書の段落【００２９】）。以下同じ。）に向上し、試料２はＤ1をＤ2の１４９％とすることにより従来例に比較して寿命は玉４側が２５７％、玉５側が１２１％と向上し、剛性は８４％に向上している。そして、試料１と試料２からみて、上記Ｄ1は上記Ｄ2に対してその比率を大きくするに従って寿命、剛性の双方の特性が向上しているにもかかわらず、上記１．４９（１４９％）を上限として設定した根拠は、軸受の寿命や剛性の特性が上記１．４９を境に急激に変化したり極大化するなどの臨界的な特徴を示すというものではなく、「Ｄ1をＤ2の１４９％より大きく設定すると、転がり軸受装置１００の大型化、重量化の問題があるため、Ｄ1はＤ2の１４９％以下に設定するのが好ましい」（本件訂正明細書の段落【００３３】）というものであり、転がり軸受装置の大型化、重量化の問題があるという観点から特定したものである。確かに、無制限に上記比率が大きくなると一般的に転がり軸受装置が大型化、重量化する問題があることは明らかであるとしても、上記２つの試料１と試料２の試験の結果から上記１．４９を境にして大型化や重量化の問題が普遍的に生じるものとは認められず、かつ、上記１．４９は、本件発明１が目的とする寿命や剛性を上げる観点での上限ではなく、転がり軸受装置の適用にあたっての大型化、重量化の観点から好ましい値とされているにすぎないことは上記のとおりである。
　そうすると、第１転動体群のピッチ円直径Ｄ1と第２転動体群のピッチ円直径Ｄ2との関係がＤ1＞Ｄ2に設定した点が甲第１号証に記載されている以上、その大小関係をどの程度に設定するか、すなわち、適用にあたって大型化、重量化の問題が生じないような設計上の配慮をして数値範囲を設定することは、当業者の通常の創作能力の発揮にすぎない。
　次に、本件発明１が、前記内輪部材のフランジと前記外輪部材のフランジとの間にできる自由空間を有効利用して車両アウタ側の前記第１転動体群のピッチ円直径Ｄ1を大きく設定した点について検討するに、車両を構成する機械部品は、デッドスペースあるいは自由空間を有効利用することは一般的に行われている設計上の技術常識であるところ、甲第１号証発明も内輪部材のフランジと外輪部材のフランジとの間にできる空間を利用して車両アウタ側の第１転動体群のピッチ円直径を大きくしているものといえるものである。また、本件発明１は、本件訂正明細書及び図面から見て、上記自由空間を有効利用するために車両の支持部材や車輪との関連構成において第１転動体群の配置やピッチ円の大きさを工夫したものと解することはできないから、甲第１号証発明に上記技術常識を適用して内輪部材のフランジと外輪部材のフランジとの間にできる自由空間を有効利用して車両アウタ側の第１転動体群のピッチ円直径Ｄ1を大きく設定することは設計事項にすぎないということもできる。
　以上のとおり、上記相違点２に係る本件発明１の構成は、甲第１号証発明に設計上の配慮や技術常識に基づく設計変更を加えて当業者が容易に想到し得たものである。
　
（２−６）相違点３について
　第１転動体群の個数を第２転動体群より増大させることは甲第１号証に記載されていることから、さらに進んで、甲第１号証発明について、第１転動体群が第２転動体群の直径と異なる直径のものであって、軸受負荷中心間距離の増大を図るような大小関係をもって第１転動体群の転動体の直径を小さくすること（例えば、本件の図面の図４に記載されているように、ピッチ円直径を固定せず、かつ、接触角を一定に保ちつつ、ピッチ円直径が大きくなる方向に転動体を小さくすること）が当業者にとって格別困難なことなのかどうかについて検討する。
　甲第１号証発明は負荷容量に着目して転がり軸受装置の長寿命化を図った発明だとしても、当業者が転がり軸受装置を使用する車種の要求仕様（高速車両か低速車両か、大型車両か小型車両か）や企業の設計思想などに応じて転がり軸受装置の剛性を高めるようにすることができたことは、上記「（２−３）本件発明１と甲第１号証発明の課題について」に示したとおりである。転がり軸受装置の剛性を高めるためには、上記基本的事項（xiii）に示されているように、(1)作用点間距離、(2)外輪・内軸強度、(3)アキシアルすきま及び(4)ボール構成、を検討する必要があるが、そのうち、軸受負荷中心間距離に相当する上記「(1)作用点間距離」（Ｓ）は、上記基本的事項（xiii）に記載された「Ｓ＝ＤＭ・tanα＋Ｌ」の式に基づいて計算される。この式によれば、ボールのピッチ円直径ＤＭが大きいほど、tanαが大きいほど、球心距離Ｌが長いほど、軸受負荷中心間距離が大きくなり、剛性が高くなることが理解できる。これらの要素のうち、上記ピッチ円直径ＤＭは、外輪軌道面の直径を大きくできないという制約された条件においては、幾何学的に、転動体の大小（例えば、甲第２号証の図１（FIG.１）の左側のピッチ円直径は実線の大きな転動体ではピッチ円直径が小さくなり、点線の小さな転動体ではピッチ円直径が大きくなっている。）に左右されるものであり、外輪軌道面に接近するように転動体の直径を小さくするとピッチ円直径も大きくなる。したがって、軸受負荷中心間距離を増大して剛性の向上を図るには、外輪軌道面に接近する方向に転動体の直径を小さくすればよいことは当業者であれば容易に理解できることである。
　また、甲第２号証に記載された実施例は、一方の直径が大きく他方の直径が小さい転動体を採用して車両アウタ側又は車両インナ側の負荷容量を大きくするものであることから、甲第２号証の上記技術事項（Ｂ）は、車両アウタ側と車両インナ側の転動体の直径は要求される寿命、負荷容量、又は剛性の機能に応じて大小が異なる転動体を採用することができるという技術思想を示唆しているものと解され、剛性を高める観点から転動体の一方の直径が小さく他方の直径が大きい転動体を採用することを妨げる設計上の理由はない。
　さらに、上記「(4)ボール構成」に関して、甲第３号証には、転がり軸受単体ではあるが、「内部設計から剛性を上げるには、（ａ）転がり接触部の変形を小さくする。・・・（ａ）は玉径、軌道溝半径やころ径、ころ長さと転動体数に関係し、一般に、小さい転動体を多数使う方がよい。」（上記記載事項（セ））と記載されていることや、上記基本的事項（xiv）〜（xvi）から、直径の小さい転動体を多数用いることによって剛性を上げることができることは、周知事項の一つと解される。
　そうすると、上記「(1)作用点間距離」と上記「(4)ボール構成」によって剛性を高めるために、甲第１号証発明の第１転動体群の各転動体の直径について、甲第２号証に記載された車両アウタ側と車両インナ側の転動体の直径の大小が異なる転動体を採用する技術思想、及び甲第３号証ないし上記基本的事項（xiv）〜（xvi）に記載された小さい転動体を多数用いる周知事項に基づいて、幾何学的又は力学的な関係から上記相違点３に係る本件発明１の構成とすることは、当業者であれば容易に想到し得たことである。
　
　上記転動体の直径について、被請求人は、ボール径を小さくすることは、ボール径を大きくして負荷容量を増大するという甲第２号証に記載された発明の技術思想に対して逆行する行為である（上記４．（３）(g)）こと、甲第１号証発明に甲第２号証に記載された発明を適用しても、甲第１号証発明における２列の玉径を共に大きくするという構成しか想到し得ない（上記４．（５）(t)）、などを主張している。
　しかしながら、転がり軸受装置は、転動体の直径の大小のみで設計されるのではなく、車種の要求仕様（高速車両か低速車両か、大型車両か小型車両か）や企業の設計思想などに応じて、転動体の直径、個数、ピッチ円直径、軸受負荷中心間距離などの数値を組み合わせて設計されるものであるから、甲第１号証発明を構成するこれらの要素を必要に応じて、剛性に着目して設計変更することは当業者の通常の創作活動といえるものであり、そのことを阻害する事情は見あたらない。また、被請求人の「ボール径を小さくすることは、ボール径を大きくして負荷容量を増大するという甲第２号証に記載された発明の技術思想に対して逆行する行為である」という主張は、「ボール径を小さくすること」が直ちに「負荷容量」を小さくすることになることを前提としているものである。このことは、本件訂正明細書の表２や甲第２２号証の図６のようにピッチ円直径を一定に固定したまま転動体の直径と個数を変更した場合には、両者がトレードオフの関係にあることから、正当としても、本件発明１は、ピッチ円直径を固定して転動体の直径を小さくするものではない。すなわち、本件発明１は、その実施形態が図４に記載されているように、外輪軌道面の直径を固定して転動体と軌道面の接触角を一定に保ちながら内輪軌道面の直径を大きくしつつ、転動体の直径を小さくすることによってピッチ円直径を車両アウタ側の外輪軌道面に接近させ、軸受負荷中心間距離を大きくするものであるから、転動体の直径を小さくしてもピッチ円直径を大きくすることによって転動体数を増加させることができ、そのため剛性だけでなく負荷容量も大きくすることができるものである。したがって、上記主張は本件発明１の構成に基づく主張ではない。
　
（２−７）効果について
　転がり軸受装置が奏する基本的な機能ないし特性は、上記周知事項（基本的事項（ｉ）〜（xviii））に示した転がり軸受装置の形式（構造）、転動体の直径、ピッチ円直径、転動体の個数、軸負荷中心間距離等を設定した幾何学的・力学的な検討や試験などによって予測可能なものであるところ、本件発明１は甲第１〜３号証に記載された発明及び上記周知事項から当業者が予測できないような効果を奏するものではない。
　
（３）小括
　したがって、本件発明１は、甲第１〜３号証に記載された発明及び上記周知事項に基づいて当業者が容易に発明をすることができたものである。
　
７−２．本件発明２について
　
（１）対比
　本件発明２と甲第１号証発明を対比すると、上記一致点で一致し、上記相違点１ないし３に加えてさらに以下の点で相違している。
　
［相違点４］
　本件発明２は、前記第１転動体群の各転動体の直径が、前記第２転動体群の各転動体の直径の８８％よりも小さく、８１％よりも大きく設定されているのに対し、甲第１号証発明は、上記第１転動体群の各転動体の直径が、前記第２転動体群の各転動体の直径に対してどの程度か明らかでなく、第７図からは両者の直径が同一に見える点。
　
（２）判断
　上記相違点１ないし３については上記７−１．において検討したので、以下に上記相違点４について検討する。
　本件発明２において、転動体の直径を上記のように数値で特定した点は、転がり軸受装置の「アウタ側」の「ピッチ円直径」を７３ｍｍ、「インナ側」の「ピッチ円直径」を４９ｍｍの一定の値として試験をした本件訂正明細書の表２の試料１と試料２における第１転動体群の直径を、第２転動体群の直径（従来の大きさ）と比較した比率をそれぞれ上限と下限の数値としたにすぎないものであって、当業者が通常の創作能力を発揮して数値範囲を最適化したことにほかならず、臨界的意義がないことは明らかである。また、上記のように特定の「ピッチ円直径」のみの転がり軸受装置に対する試験結果が技術的に普遍的な意義を有するものとも認められない。
　よって、上記相違点４に係る本件発明２の構成は、甲第１号証発明に甲第２号証及び甲第３号証に記載された発明並びに上記周知事項を適用して当業者が容易に想到し得たものである。
　
（３）小括
　したがって、本件発明２は、甲第１〜３号証に記載された発明及び上記周知事項に基づいて当業者が容易に発明をすることができたものである。
　
７−３．本件発明３について
　
（１）対比
　本件発明３と甲第１号証発明を対比すると、上記一致点で一致し、上記相違点１ないし４に加えてさらに以下の点で相違している。
　
［相違点５］
　本件発明３は、前記第１転動体群の転動体数が、前記第２転動体群の転動体数の１８２％よりも小さく設定されているのに対し、甲第１号証発明は、第１転動体群と第２転動体群の転動体数の比率が明らかではない点。
　
（２）判断
　上記相違点１ないし４については上記７−１．及び上記７−２．において検討したので、以下に上記相違点５について検討する。
　本件発明３において、第１転動体群の転動体数を第２転動体群の転動体数の１８２％よりも小さく設定した点は、転がり軸受装置の「アウタ側」の「ピッチ円直径」を７３ｍｍ、「インナ側」の「ピッチ円直径」を４９ｍｍの一定の値として試験をした本件訂正明細書の表２の試料１〜３のうち、試料３を除外して試料２における第１転動体群の転動体数を第２転動体群の転動体数（従来の転動体数）と比較した比率を上限の数値としたものであって、当業者が通常の創作能力を発揮して数値範囲を最適化したことにほかならず、上記特定の試料のみから得られた値に臨界的意義がないことは明らかである。また、上記のように７３ｍｍという特定の「ピッチ円直径」の転がり軸受装置の試験に基づいて得られた結果が技術的に普遍的な意義を有するものとも認められない。
　よって、上記相違点５に係る本件発明３の構成は、甲第１号証発明に甲第２号証及び甲第３号証に記載された発明並びに上記周知事項を適用して当業者が容易に想到し得たものである。
　
（３）小括
　したがって、本件発明３は、甲第１〜３号証に記載された発明及び上記周知事項に基づいて当業者が容易に発明をすることができたものである。
　
７−４．まとめ
　
　以上のとおり、本件発明１ないし本件発明３は、いずれも甲第１〜３号証に記載された発明及び上記周知事項に基づいて当業者が容易に発明をすることができたものであるから、特許法第２９条第２項の規定により特許を受けることができない。
　
８．むすび
　
　以上のとおりであるから、本件特許は、特許法第２９条第２項の規定に違反してされたものであり、同法第１２３条第１項第２号に該当するから、無効とすべきものである。
　審判に関する費用については、特許法第１６９条第２項の規定において準用する民事訴訟法第６１条の規定により、被請求人が負担すべきものとする。
　よって、結論のとおり審決する。