"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、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。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。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。請求項1の転がり軸受装置において、前記D1と前記D2との関係が、D1≦1.49×D2に設定されている転がり軸受装置。上記転がり軸受装置500の場合、設計の容易さや生産コスト低減の観点から、両列の玉群4,5同士が互いの軸方向中間点に対して軸方向左右対称の構造に作られている。このように軸方向左右対称の構造を有する転がり軸受装置500において、その長寿命化を図る手段の一つとして各列の玉群4,5の軸方向距離やピッチ円直径を大きくすることにより各列の玉群4,5の軸受負荷中心間距離を大きくし、その高剛性化を図ることが考えられる。しかしながら、このような高剛性化構造では、転がり軸受装置全体の寸法が大型化せざるを得なくなる一方、転がり軸受装置500それ自体が狭隘な車体の一部に取り付けられる構造となっているから、装置を大型化する余地はほとんどない。そのため、従来の転がり軸受装置では、その高剛性化を図ることは困難である。したがって、本発明は、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。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、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。また、本発明の転がり軸受装置は、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。また、本発明の転がり軸受装置は、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。また、本発明の転がり軸受装置は、前記D1と前記D2との関係が、D1≦1.49×D2に設定されている。ここで、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。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。このような構成とした場合、D1をD2よりも大きくしつつ、D1をD2の149以下にとどめている。そのため、拡径スペースを超過して転がり軸受装置が大型化したり、転がり軸受装置の重量や製造コストが上昇するのを最小限度に抑えつつ、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。なお、前記D1と前記D2との関係を1.10×D2≦D1≦1.49×D2とすれば、上記作用効果がより顕著となり好ましい。さらに、第1転動体群における転動体の直径が小さく設定されており、それに伴い、転動体の周方向の介装数が多く設定されている。その結果、各転動体群の1個あたりの荷重を分散することができ、転がり軸受装置の剛性をさらに向上させることができる。以上説明したように、本発明の転がり軸受装置によれば、車輪が取り付けられる内輪部材のフランジと、車体に固定される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転動体のピッチ円直径を大きく設定している。これにより、装置の大型化を避けつつ各列の転動体の軸受負荷中心間距離を増大させると同時に、転動体の介装数を多くすることができる。その結果、転がり軸受装置の剛性が向上し、その長寿命化を図ることができる。以下、本発明の参考例に係る転がり軸受装置を、図面を参照して詳細に説明する。この転がり軸受装置は、車両用車軸の軸受用に適用して説明する。この転がり軸受装置は、従動輪側を例にとっている。図1は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は、図1の転がり軸受装置の上半分断面図である。図1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側軸方向他方側を示す。図例の転がり軸受装置100は、複列外向きアンギュラ玉軸受装置として、外輪1と、ハブ軸2と、内輪3と、一対の玉群4,5と、一対の保持器6,7と、一対のシール部材8,9とを有する。外輪1は、外輪部材として、内周面に軸方向二列の軌道面12,13を有するとともに、車両アウタ側の軌道面12の車両インナ側における外周面に車両不図示に固定するためのフランジ14を有する。ハブ軸2は、内輪部材の一部分として、車両アウタ側の外周面に車輪不図示を取り付けるためのフランジ15を有するとともに、軸方向中間の外周面に外輪1の車両アウタ側の軌道面12と対向する一列の軌道面16を有する。内輪3は、内輪部材の一部分として、ハブ軸2における車両インナ側の外周面に該ハブ軸2と一体回転可能に嵌合装着され、外周面に外輪1の車両インナ側の軌道面13と対向する一列の軌道面17を有する。玉群4,5は、転動体として、外輪1の軌道面12,13とハブ軸2および内輪3の各軌道面16,17との間において軸方向に二列介装される。一対の保持器6,7それぞれは、各列の玉群4,5を保持する。各列のシール部材8,9は、外輪1の内周の軸方向両側において、外輪1とハブ軸2との間、外輪1と内輪3との間それぞれの環状空間を軸方向で仕切っており、当該環状空間内にグリースを密封している。ハブ軸2の車両インナ側端部は、内輪3の外端面に対してかしめられており、かしめ部10を形成する。このかしめによりハブ軸2と内輪3は一体回転可能になるとともに、転がり軸受装置100に対して所要の予圧が付与される。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。このように、D1>D2に設定することにより、転がり軸受装置100の剛性が向上する。以下、D1>D2に設定することと、転がり軸受装置100の剛性向上との因果関係を説明する。図2において、D1=D2としたとき図中の点線の各列の玉群4,5の中心からハブ軸2および内輪3の各軌道面16,17に加わる力の作用方向を示す作用線をそれぞれF1,F2とし、これらと転がり軸受装置100の中心軸線Oとの交点をそれぞれO1,O2とする。一方、D1>D2としたときの車両アウタ側の玉群4の中心からハブ軸2の軌道面16に加わる力の作用方向を示す作用線をF3とし、これと転がり軸受装置100の中心軸線Oとの交点をO3とする。このとき、交点O1,O2間の距離をL1とし、交点O1,O3間の距離をL2とすると、L2>L1の関係となる。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。ところで、D1>D2に設定すると、当該玉群4の周方向における介装スペースが増大する。その分、玉群4の介装数を増やすことにより、玉4の一個当たりの荷重を分散することができるので、転がり軸受装置100の剛性および寿命をさらに向上させることができる。以下、D1および玉群4の介装数の最適な設定について試験により検証しているので、説明する。この試験に用いた転がり軸受装置100は、車両インナ側の玉5について、D2=49mm、直径は12.7mm、介装数は11個とし、車両アウタ側の玉4については、その直径を玉5と同じ12.7mmとした。この試験では、車両アウタ側の玉4について、D1および介装数をいろいろ変化させて転がり軸受装置100の剛性および寿命を確認した。従来例としては、玉4,5について、D1=D2=49mm、直径は共に12.7mm、介装数は共に11個に設定した。転がり軸受装置100の剛性は、転がり軸受装置100に径方向に一定の荷重をかけたときの転がり軸受装置100の傾きを計測して確認し、寿命は、転がり軸受装置100を回転させ寿命に至るまでの走行距離を計測して確認する。なお、転がり軸受装置100の剛性を示す傾き単位:分は、その値が小さいほど転がり軸受装置100の剛性が高いことを示しており、転がり軸受装置100の寿命を示す走行距離単位:万kmは、その値が大きいほど転がり軸受装置100の寿命が長いことを示す。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。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。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。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。以上のように、本参考例では、車両アウタ側の玉群4のピッチ円直径を大きく設定している。そのため、外輪1のフランジ14と内輪3のフランジ15との間に生じるスペースを有効に活用して転がり軸受装置100における玉群4,5の互いの軸受負荷中心間距離を増大させることができ、転がり軸受装置100の剛性を向上させることができる。しかも、車両アウタ側の玉群4の周方向における介装スペースも増大するため、その分、玉群4の介装数を増やすことができ、転がり軸受装置100の剛性をさらに向上させることができる。なお、本発明は、上述の参考例に限定されるものではなく、以下に述べる実施形態にも適用可能である。1図3は、本発明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側軸方向他方側を示す。図3に示す転がり軸受装置100の基本的構成は、上記参考例と同様であるが、異なる点は、車両アウタ側の玉4の直径を小さくしている点である。これに伴い、ハブ軸2の軌道面16は、上記参考例よりもさらに径方向外側に拡径する。このように、上記参考例に加えて、車両アウタ側の玉4の直径を小さくすることによっても、転がり軸受装置100の剛性が向上する。以下、車両アウタ側の玉4の直径の縮小と、転がり軸受装置100の剛性向上との因果関係を説明する。図4において、車両アウタ側の玉4の直径を小さくしないとき図中の点線の各列の玉群4,5の中心から内輪およびハブ軸の各軌道面16,17に加わる力の作用方向を示す作用線をそれぞれF1,F3とし、これらと転がり軸受装置100の中心軸線Oとの交点をそれぞれO1,O3とする。一方、車両アウタ側の玉4の直径を小さくしたときのこの車両アウタ側の玉群4の中心からハブ軸2の軌道面16に加わる力の作用方向を示す作用線をF4とし、これと転がり軸受装置100の中心軸線Oとの交点をO4とする。このとき、交点O1,O3間の距離をL2とし、交点O1,O4間の距離をL3とすると、L3>L2の関係となる。既に説明したように、これらの距離L2,L3は、軸受負荷中心間距離を示しており、これらL2,L3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、車両アウタ側の玉4の直径を小さくすることにより、上記実施形態に比べてさらに軸受負荷中心間距離の増大を図ることができ、転がり軸受装置100の剛性をさらに向上させることができる。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。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。以下、玉4の直径および介装数の最適な設定について試験により検証しているので説明する。この試験に用いた転がり軸受装置100は、車両インナ側の玉5について、D2=49mm、直径は12.7mm、介装数は11個とする。車両アウタ側の玉4について、D1は、上記実施形態での試験の結果に基づき、転がり軸受装置100の剛性、寿命ともに最も向上するD1=73mmに設定した。この試験では、車両アウタ側の玉4について、直径および介装数をいろいろ変化させて転がり軸受装置100の剛性および転がり寿命を確認した。従来例としては、玉4,5について、D1=D2=49mm、直径は共に12.7mm、介装数は共に11個に設定した。なお、転がり軸受装置100の剛性および寿命の測定方法は上記実施形態と同様である。表2において、試料1では、玉4の直径を玉5の直径の88としており、玉4の介装数を18個としている。この場合、従来例との比較で、剛性は84と向上しており、寿命も玉4側が147、玉5側が120といずれも向上している。試料2では、玉4の直径を玉5の直径の81としており、玉4の介装数を20個としている。この場合も、従来例との比較で、剛性は83と向上しており、寿命も玉4側が115、玉5側が117といずれも向上している。ちなみにこの場合、玉4側の寿命が試料1に比べて低下している。試料3では、玉4の直径を玉5の直径の75としており、玉4の介装数を21個としている。この場合、従来例との比較で、剛性は82と向上している。しかし、寿命は、従来例との比較で、玉5側が117と向上しているのに対して、玉4側が78と低下している。以上より、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装置100とすることができる。以上のように、上記参考例に加えて、車両アウタ側の玉4の直径を小さくすることによって、転がり軸受装置100における軸受負荷中心間距離をさらに増大させることができるので、転がり軸受装置100のさらなる剛性化を図ることができる。また、車両アウタ側の玉群4の周方向の介装数を多くすることができるので、転がり軸受装置100の剛性がさらに向上する。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。図6において、図1から図2と対応する部分には同一の符号を付しており、その同一の符号に係る部分の詳しい説明は省略する。図6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側軸方向他方側を示す。転がり軸受装置200は、内輪部材としてハブホイール43と等速ジョイント40とを有する。この転がり軸受装置200においても、外輪部材として外輪1、これと同心に配置された内輪部材としてハブホイール43および等速ジョイントの軸部42とを有する。外輪1は、内周面に軸方向二列の軌道面12,13を有するとともに、車両アウタ側の軌道面12の車両インナ側における外周面に車両不図示に固定するためのフランジ14を有する。ハブホイール43は、車両アウタ側外周面に車輪不図示を取り付けるためのフランジ15を有するとともに、車両インナ側の外周面に一列の軌道面16を有する。等速ジョイント40は、車両インナ側に椀形外輪41を、車両アウタ側に軸部42をそれぞれ有する。軸部42は、車両インナ側の外周面に一列の軌道面17を有し、車両アウタ側の外周面に対してハブホイール43が一体回転可能に嵌合装着される。なお、椀形外輪41の内部詳細は省略する。外輪1の二列の軌道面12,13のそれぞれと、ハブホイール43、軸部42それぞれの各軌道面16,17との間において、転動体としての玉群4,5が介装される。一対の保持器6,7それぞれは、各列の玉群4,5を保持する。軸部42の車両アウタ側の端部は、ハブホイール43の車両アウタ側端面にかしめられており、かしめ部10を形成する。このような構成の転がり軸受装置200も、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、ハブホイール43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とハブホイール43のフランジ15との間には環状の自由空間11が存在する。この転がり軸受装置200でも、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。また、当該車両アウタ側の玉4の直径を小さく設定し、当該玉4の介装数を増やすこともできる。このように設定したときの具体的構成および作用、効果は、基本的に上述の実施形態と同様である。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。図示例の転がり軸受装置300は、基本的には上記実施形態の転がり軸受装置100と同様であるが、異なる点は、ハブ軸2が中空とされている点である。このハブ軸2の中空部分に、図示しないが、アクスルシャフトが挿入され、結合される。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。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。"