"外輪1の軌道面1aと内輪2の軌道面2aとの間に転動体3を備え、前記内輪2は、その内周部の孔に軸を嵌め合い可能とした転がり軸受において、前記内輪2の孔に軸を嵌め合った状態で、前記外輪1と前記軸との間の荷重により、最も負荷が大きい一の転動体3から前記内輪2に対してピーク荷重Pが作用した場合に、前記一の転動体3から前記内輪2に作用する軸受の周方向への面圧分布と、隣り合う他の転動体3から前記内輪2に作用する軸受の周方向への面圧分布とをその周方向に沿って重複させ、前記転動体3と前記内輪2の軌道面2aとの接触範囲における前記内輪2の肉厚の最も薄い箇所での軌道面に直交する方向への相当肉厚t、前記転動体3の配置数Z、その軸受の内径SDとして、t/w>0.5ただし、w=π×SD/Zの条件が成立することを特徴とする転がり軸受。外輪1の軌道面1aと内輪2の軌道面2aとの間に転動体3を備え、前記内輪2は、その内周部の孔に軸を嵌め合い可能とした転がり軸受において、前記内輪2の孔に軸を嵌め合った状態で、前記外輪1と前記軸との間の荷重により、最も負荷が大きい一の転動体3から前記内輪2に対してピーク荷重Pが作用した場合に、前記一の転動体3から前記内輪2に作用する軸受の周方向への面圧分布と、隣り合う他の転動体3から前記内輪2に作用する軸受の周方向への面圧分布とをその周方向に沿って重複させ、前記隣り合う各転動体3から前記内輪2に作用する軸受の周方向への面圧分布の合計が最大となる位置での前記面圧分布の合計の最大値σmaxと、最小となる位置での前記面圧分布の合計の最小値σmidとの間に、σmid>σmax/2の条件が成立することを特徴とする転がり軸受。外輪1の軌道面1aと内輪2の軌道面2aとの間に転動体3を備え、前記内輪2は、その内周部の孔に軸を嵌め合い可能とした転がり軸受において、前記内輪2の孔に軸を嵌め合った状態で、前記外輪1と前記軸との間の荷重により、最も負荷が大きい一の転動体3から前記内輪2に対してピーク荷重Pが作用した場合に、前記一の転動体3から前記内輪2に作用する軸受の周方向への面圧分布と、隣り合う他の転動体3から前記内輪2に作用する軸受の周方向への面圧分布とをその周方向に沿って重複させ、前記面圧分布の重複部分における両転動体3からの面圧同士が等しくなる位置での前記一の転動体3から前記内輪2に作用する境界部面圧値σ2と、前記一の転動体3からの面圧が最大となる位置でのその一の転動体3から前記内輪2に作用するピーク部面圧値σ1との間に、σ1/4<σ2ただし、前記転動体3と前記内輪2の軌道面2aとの接触範囲における前記内輪2の肉厚の最も薄い箇所での軌道面に直交する方向への相当肉厚t、前記転動体3の前記内輪2の軌道面2aに対する軸方向への有効接触長さL、前記転動体3の配置数Z、その軸受の内径SDとして、σ1=2qt3/{πt4}σ2=2qt3/{πt2s22}q=P/Ls=π×SD/2Zの条件が成立することを特徴とする転がり軸受。前記内輪2及び前記軸は静止側、前記外輪1は回転側であり、前記内輪2と前記軸との嵌め合いはすきまばめであることを特徴とする請求項1乃至3のいずれか一つに記載の転がり軸受。外輪1の軌道面1aと内輪2の軌道面2aとの間に転動体3を備え、前記外輪1をハウジングの内周部に嵌め合い可能とした転がり軸受において、前記ハウジングの内周部に前記外輪1を嵌め合った状態で、前記内輪2と前記ハウジングとの間の荷重により、最も負荷が大きい一の転動体3から前記外輪1に対してピーク荷重Pが作用した場合に、前記一の転動体3から前記外輪1に作用する軸受の周方向への面圧分布と、隣り合う他の転動体3から前記外輪1に作用する軸受の周方向への面圧分布とをその周方向に沿って重複させ、前記転動体3と前記外輪1の軌道面1aとの接触範囲における前記外輪1の肉厚の最も薄い箇所での軌道面に直交する方向への相当肉厚t、前記転動体3の配置数Z、その軸受の外径LDとして、t/w>0.5ただし、w=π×LD/Zの条件が成立することを特徴とする転がり軸受。外輪1の軌道面1aと内輪2の軌道面2aとの間に転動体3を備え、前記外輪1をハウジングの内周部に嵌め合い可能とした転がり軸受において、前記ハウジングの内周部に前記外輪1を嵌め合った状態で、前記内輪2と前記ハウジングとの間の荷重により、最も負荷が大きい一の転動体3から前記外輪1に対してピーク荷重Pが作用した場合に、前記一の転動体3から前記外輪1に作用する軸受の周方向への面圧分布と、隣り合う他の転動体3から前記外輪1に作用する軸受の周方向への面圧分布とをその周方向に沿って重複させ、前記隣り合う各転動体3から前記外輪1に作用する軸受の周方向への面圧分布の合計が最大となる位置での前記面圧分布の合計の最大値σmaxと、最小となる位置での前記面圧分布の合計の最小値σmidとの間に、σmid>σmax/2の条件が成立することを特徴とする転がり軸受。外輪1の軌道面1aと内輪2の軌道面2aとの間に転動体3を備え、前記外輪1をハウジングの内周部に嵌め合い可能とした転がり軸受において、前記ハウジングの内周部に前記外輪1を嵌め合った状態で、前記内輪2と前記ハウジングとの間の荷重により、最も負荷が大きい一の転動体3から前記外輪1に対してピーク荷重Pが作用した場合に、前記一の転動体3から前記外輪1に作用する軸受の周方向への面圧分布と、隣り合う他の転動体3から前記外輪1に作用する軸受の周方向への面圧分布とをその周方向に沿って重複させ、前記面圧分布の重複部分における両転動体3からの面圧同士が等しくなる位置での前記一の転動体3から前記外輪1に作用する境界部面圧値σ2と、前記一の転動体3からの面圧が最大となる位置でのその一の転動体3から前記外輪1に作用するピーク部面圧値σ1との間に、σ1/4<σ2ただし、前記転動体3と前記外輪1の軌道面1aとの接触範囲における前記外輪1の肉厚の最も薄い箇所での軌道面に直交する方向への相当肉厚t、前記転動体3の前記外輪1の軌道面1aに対する軸方向への有効接触長さL、前記転動体3の配置数Z、その軸受の外径LDとして、σ1=2qt3/{πt4}σ2=2qt3/{πt2s22}q=P/Ls=π×LD/2Zの条件が成立することを特徴とする転がり軸受。前記内輪2は回転側、前記外輪1及び前記ハウジングは静止側であり、前記外輪1と前記ハウジングとの嵌め合いはすきまばめであることを特徴とする請求項5乃至7のいずれか一つに記載の転がり軸受。外輪1の軌道面1aと内輪2の軌道面2aとの間に転動体3を備え、前記内輪2は、その内周部の孔に軸を嵌め合い可能とした転がり軸受の設計方法において、前記内輪2の孔に軸を嵌め合った状態で、前記外輪1と前記軸との間の荷重により、最も負荷が大きい一の転動体3から前記内輪2に対してピーク荷重Pが作用した場合に、前記一の転動体3から前記内輪2に作用する周方向への面圧分布と、隣り合う他の転動体3から前記内輪2に作用する周方向への面圧分布とが軸受の周方向に沿って重複させ、前記隣り合う各転動体3から前記内輪2に作用する軸受の周方向への面圧分布の合計が最大となる位置での前記面圧分布の合計の最大値σmaxと、最小となる位置での前記面圧分布の合計の最小値σmidとの間に、σmid>σmax/2の条件が成立するように、軸受内部諸元を決定することを特徴とする転がり軸受の設計方法。外輪1の軌道面1aと内輪2の軌道面2aとの間に転動体3を備え、前記内輪2は、その内周部の孔に軸を嵌め合い可能とした転がり軸受の設計方法において、前記内輪2の孔に軸を嵌め合った状態で、前記外輪1と前記軸との間の荷重により、最も負荷が大きい一の転動体3から前記内輪2に対してピーク荷重Pが作用した場合に、前記一の転動体3から前記内輪2に作用する周方向への面圧分布と、隣り合う他の転動体3から前記内輪2に作用する周方向への面圧分布とが軸受の周方向に沿って重複させ、前記面圧分布の重複部分における両転動体3からの面圧同士が等しくなる位置での前記一の転動体3から前記内輪2に作用する境界部面圧値σ2と、前記一の転動体3からの面圧が最大となる位置でのその一の転動体3から前記内輪2に作用するピーク部面圧値σ1との間に、σ1/4<σ2ただし、前記内輪2の軌道面2aと前記転動体3との接触範囲における前記内輪2の肉厚の最も薄い箇所での軌道面に直交する方向への相当肉厚t、前記転動体3の前記内輪2の軌道面2aに対する軸方向への有効接触長さL、前記転動体3の配置数Z、その軸受の内径SDとして、σ1=2qt3/{πt4}σ2=2qt3/{πt2s22}q=P/Ls=π×SD/2Zの条件が成立するように、軸受内部諸元を決定することを特徴とする転がり軸受の設計方法。前記ピーク荷重Pを用いて前記内輪2と前記軸との間に生じ得るクリープ量をFEM解析によって算定し、そのクリープ量が所定値以下になるように、前記軸受内部諸元を決定することを特徴とする請求項9又は10に記載の転がり軸受の設計方法。外輪1の軌道面1aと内輪2の軌道面2aとの間に転動体3を備え、前記外輪1をハウジングの内周部に嵌め合い可能とした転がり軸受の設計方法において、前記ハウジングの内周部に前記外輪1を嵌め合った状態で、前記内輪2と前記ハウジングとの間の荷重により、最も負荷が大きい一の転動体3から前記外輪1に対してピーク荷重Pが作用した場合に、前記一の転動体3から前記外輪1に作用する周方向への面圧分布と、隣り合う他の転動体3から前記外輪1に作用する周方向への面圧分布とを軸受の周方向に沿って重複させ、前記隣り合う各転動体3から前記外輪1に作用する軸受の周方向への面圧分布の合計が最大となる位置での前記面圧分布の合計の最大値σmaxと、最小となる位置での前記面圧分布の合計の最小値σmidとの間に、σmid>σmax/2の条件が成立するように、軸受内部諸元を決定することを特徴とする転がり軸受の設計方法。外輪1の軌道面1aと内輪2の軌道面2aとの間に転動体3を備え、前記外輪1をハウジングの内周部に嵌め合い可能とした転がり軸受の設計方法において、前記ハウジングの内周部に前記外輪1を嵌め合った状態で、前記内輪2と前記ハウジングとの間の荷重により、最も負荷が大きい一の転動体3から前記外輪1に対してピーク荷重Pが作用した場合に、前記一の転動体3から前記外輪1に作用する周方向への面圧分布と、隣り合う他の転動体3から前記外輪1に作用する周方向への面圧分布とを軸受の周方向に沿って重複させ、前記面圧分布の重複部分における両転動体3からの面圧同士が等しくなる位置での前記一の転動体3から前記外輪1に作用する境界部面圧値σ2と、前記一の転動体3からの面圧が最大となる位置でのその一の転動体3から前記外輪1に作用するピーク部面圧値σ1との間に、σ1/4<σ2ただし、前記外輪1の軌道面1aと前記転動体3との接触範囲における前記外輪1の肉厚の最も薄い箇所での軌道面に直交する方向への相当肉厚t、前記転動体3の前記外輪1の軌道面1aに対する軸方向への有効接触長さL、前記転動体3の配置数Z、その軸受の外径LDとして、σ1=2qt3/{πt4}σ2=2qt3/{πt2s22}q=P/Ls=π×LD/2Zの条件が成立するように、軸受内部諸元を決定することを特徴とする転がり軸受の設計方法。前記ピーク荷重Pを用いて前記外輪1と前記ハウジングとの間に生じ得るクリープ量をFEM解析によって算定し、そのクリープ量が所定値以下になるように、前記軸受内部諸元を決定することを特徴とする請求項12又は13に記載の転がり軸受の設計方法。前記クリープ量は、前記転がり軸受のライフサイクルの中で1回転以下に設定されることを特徴とする請求項11又は14に記載の転がり軸受の設計方法。上記特許文献1~3、非特許文献1に記載された技術では、クリープ現象を抑制するある程度の効果はあるものの、作用するラジアル荷重が大きい用途に用いられる転がり軸受では、クリープ現象を抑えることができない場合がある。また、非特許文献2には、クリープ現象に関する一定の傾向に関する技術が開示されている。しかし、これらの関係を示すデータは、相対的な比率間での関係を示す定性的な内容に留まっている。このため、クリープ現象に関わるグラフの変曲点や、クリープ現象に関わる明確な基準値は記載されていない。そこで、この発明は、作用するラジアル荷重が大きい転がり軸受において、クリープ現象を抑制することを課題とする。上記の課題を解決するために、この発明は、外輪の軌道面と内輪の軌道面との間に転動体を備え、前記内輪は、その内周部の孔に軸を嵌め合い可能とした転がり軸受において、前記内輪の孔に軸を嵌め合った状態で、前記外輪と前記軸との間の荷重により、最も負荷が大きい一の転動体から前記内輪に対してピーク荷重Pが作用した場合に、前記一の転動体から前記内輪に作用する軸受の周方向への面圧分布と、隣り合う他の転動体から前記内輪に作用する軸受の周方向への面圧分布とをその周方向に沿って重複させ、前記転動体と前記内輪の軌道面との接触範囲における前記内輪の肉厚の最も薄い箇所での軌道面に直交する方向への相当肉厚t、前記転動体の配置数Z、その軸受の内径SDとして、t/w>0.5ただし、w=π×SD/Zの条件が成立することを特徴とする転がり軸受の構成を採用した。また、他の構成として、この発明は、外輪の軌道面と内輪の軌道面との間に転動体を備え、前記内輪は、その内周部の孔に軸を嵌め合い可能とした転がり軸受において、前記内輪の孔に軸を嵌め合った状態で、前記外輪と前記軸との間の荷重により、最も負荷が大きい一の転動体から前記内輪に対してピーク荷重Pが作用した場合に、前記一の転動体から前記内輪に作用する軸受の周方向への面圧分布と、隣り合う他の転動体から前記内輪に作用する軸受の周方向への面圧分布とをその周方向に沿って重複させ、前記隣り合う各転動体から前記内輪に作用する軸受の周方向への面圧分布の合計が最大となる位置での前記面圧分布の合計の最大値σmaxと、最小となる位置での前記面圧分布の合計の最小値σmidとの間に、σmid>σmax/2の条件が成立することを特徴とする転がり軸受の構成を採用した。さらに、他の構成として、この発明は、外輪の軌道面と内輪の軌道面との間に転動体を備え、前記内輪は、その内周部の孔に軸を嵌め合い可能とした転がり軸受において、前記内輪の孔に軸を嵌め合った状態で、前記外輪と前記軸との間の荷重により、最も負荷が大きい一の転動体から前記内輪に対してピーク荷重Pが作用した場合に、前記一の転動体から前記内輪に作用する軸受の周方向への面圧分布と、隣り合う他の転動体から前記内輪に作用する軸受の周方向への面圧分布とをその周方向に沿って重複させ、前記面圧分布の重複部分における両転動体からの面圧同士が等しくなる位置での前記一の転動体から前記内輪に作用する境界部面圧値σ2と、前記一の転動体からの面圧が最大となる位置でのその一の転動体から前記内輪に作用するピーク部面圧値σ1との間に、σ1/4<σ2ただし、前記転動体と前記内輪の軌道面との接触範囲における前記内輪の肉厚の最も薄い箇所での軌道面に直交する方向への相当肉厚t、前記転動体の前記内輪の軌道面に対する軸方向への有効接触長さL、前記転動体の配置数Z、その軸受の内径SDとして、σ1=2qt3/{πt4}σ2=2qt3/{πt2s22}q=P/Ls=π×SD/2Zの条件が成立することを特徴とする転がり軸受の構成を採用した。これらの構成について説明すると、軸受にラジアル荷重が作用した場合、周方向に沿って並列する複数の転動体から、それぞれ内輪の軌道面に対して荷重が作用し、その各転動体から内輪に面圧が加わる。このとき、最も負荷が大きい一の転動体から内輪に作用する面圧は、その一の転動体と内輪との周方向への接触中心点以下、ピーク位置というで最大ピーク部面圧値σ1となり、その最大位置から周方向両側に向かって離れるにつれて徐々に小さくなる。この傾向は、その一の転動体に隣り合う他の転動体についても同様である。そこで、まず、その一の転動体と他の転動体とによる内輪の周方向への面圧分布を、周方向に沿って重複させることにより、その周方向への面圧分布のばらつきを小さくする。そして、第一の手段として、内輪の肉厚t転動体と内輪の軌道面との接触範囲における肉厚の最も薄い箇所での軌道面に直交する方向への相当肉厚tと、転動体同士の周方向間隔w転動体の配置数Z、軸受の内径SDとして、w=π×SD/Zで表されるとの間に、t/w>0.5の条件が成立することで、軸に対して内輪に発生するクリープ現象の抑制に効果的であることが確認できた。また、前記第一の手段に代わる第二の手段として、隣り合う各転動体から内輪に作用する軸受の周方向への面圧分布の合計が最大となる位置合計値を示す波形の山の位置での面圧分布の合計の最大値σmaxと、最小となる位置合計値を示す波形の谷の位置での面圧分布の合計の最小値σmidとの間に、σmid>σmax/2の条件が成立することで、軸に対して内輪に発生するクリープ現象の抑制に効果的であることが確認できた。そして、前記第一、第二の手段に代わる第三の手段として、隣り合う転動体からの面圧同士が等しくなる位置以下境界位置というでの、前記一の転動体から内輪に作用する面圧境界部面圧値σ2を、その一の転動体のピーク位置でのピーク部面圧値σ1の1/4以上とすれば、クリープ現象の抑制に効果的であることが確認できた。すなわち、内輪の肉厚tの転動体同士の周方向間隔wに対する比率、面圧分布の最小値σmidの最大値σmaxに対する比率、若しくは、境界部面圧値σ2のピーク部面圧値σ1に対する比率を管理し、その比率を一定以上とすることにより、周方向への面圧分布のばらつきを小さくする。これにより、転動体の位置の差異例えば、転動体が、転がり軸受の軸心の直下にある場合と、軸心の直下の位置から周方向へずれた場合との差異による内輪の変形量の変動を小さくし得る。したがって、作用するラジアル荷重が大きい転がり軸受においても、クリープ現象を効果的に抑制することができる。なお、クリープ現象の抑制効果の確認は、FEM解析によって行うことができる。ここでは、内輪の肉厚tの転動体同士の周方向間隔wに対する比率、面圧分布の最小値σmidの最大値σmaxに対する比率、境界部面圧値σ2のピーク部面圧値σ1に対する比率に関し、各比率を種々変化させた複数の軸受を想定する。そして、その比率の異なる複数の軸受に対して、最も負荷が大きい一の転動体から内輪に対してピーク荷重Pが作用した場合を想定し、そのピーク荷重Pを用いて、内輪と軸との間に生じ得るクリープ量をFEM解析によって算定し、その効果を確認した。ピーク荷重の算定には、例えば、ジョーンズやハリス等による周知の算定手法を採用することができる。ここで、軸受内部諸元に関し、内輪の肉厚tの転動体同士の周方向間隔wに対する比率、面圧分布の最小値σmidの最大値σmaxに対する比率、若しくは、境界部面圧値σ2のピーク部面圧値σ1に対する比率を向上させるためには、例えば、転動体を周方向に沿って相対的に密に配置する手段を採用することができる。転動体を周方向に沿って密に配置するには、スペース状の制約が存在するが、例えば、転動体の径を相対的に小さくすることで、その転動体間の距離を縮めるための設計上の自由度が高まる。なお、内輪の肉厚tの転動体同士の周方向間隔wに対する比率、面圧分布の最小値σmidの最大値σmaxに対する比率、若しくは、境界部面圧値σ2のピーク部面圧値σ1に対する比率は、それぞれ、その性質上、1を超えることはない。また、特に、境界部面圧値σ2とピーク部面圧値σ1との関係においては、その境界部面圧値σ2のピーク部面圧値σ1に対する比率が1/2であれば、理論上、前記ピーク位置と前記境界位置とで面圧の合計値が等しくなる。このため、内輪に生じる周方向への面圧分布のばらつきを最小とし得る。ただし、内輪の肉厚tの転動体同士の周方向間隔wに対する比率、面圧分布の最小値σmidの最大値σmaxに対する比率、若しくは、境界部面圧値σ2のピーク部面圧値σ1に対する比率を向上させるために、転動体を周方向に密に配置し過ぎると、例えば、その転動体を周方向に沿って保持する保持器のポケット部間隔が狭くなる。このため、その保持器の素材や形状によっては、その強度が問題となる。したがって、その保持器の素材や形状に応じて、その強度が許容される範囲において、転動体の周方向への配置間隔を決定することができる。なお、これらの構成において、転がり軸受は、前記内輪及び前記軸は静止側、前記外輪は回転側であり、前記内輪と前記軸との嵌め合いはすきまばめである構成を採用することができる。すなわち、内輪が静止側、外輪が回転側の転がり軸受において、その軸受にラジアル荷重が作用すると、一般的には、内輪側よりも外輪側にクリープが発生しやすいので、内輪側をすきまばめ、外輪側をしまりばめにする場合が多い。しかし、軸受に作用するラジアル荷重が特に大きい場合等、各種条件によっては、内輪側にもクリープが発生する。このため、内輪が静止側、外輪が回転側であり、内輪と軸とをすきまばめとした場合において、上記の構成を採用することが有効である。上記の構成は、内輪と軸との間のクリープ現象の抑制のみならず、外輪とハウジングとの間のクリープ現象の発生の抑制に関しても、採用することができる。すなわち、内輪と軸との場合と同じく、第一の手段として、外輪の軌道面と内輪の軌道面との間に転動体を備え、前記外輪をハウジングの内周部に嵌め合い可能とした転がり軸受において、前記ハウジングの内周部に前記外輪を嵌め合った状態で、前記内輪と前記ハウジングとの間の荷重により、最も負荷が大きい一の転動体から前記外輪に対してピーク荷重Pが作用した場合に、前記一の転動体から前記外輪に作用する軸受の周方向への面圧分布と、隣り合う他の転動体から前記外輪に作用する軸受の周方向への面圧分布とをその周方向に沿って重複させ、前記転動体と前記外輪の軌道面との接触範囲における前記外輪の肉厚の最も薄い箇所での軌道面に直交する方向への相当肉厚t、前記転動体の配置数Z、その軸受の外径LDとして、t/w>0.5ただし、w=π×LD/Zの条件が成立することを特徴とする転がり軸受の構成を採用した。また、前記第一の手段に代わる第二の手段としては、外輪の軌道面と内輪の軌道面との間に転動体を備え、前記外輪をハウジングの内周部に嵌め合い可能とした転がり軸受において、前記ハウジングの内周部に前記外輪を嵌め合った状態で、前記内輪と前記ハウジングとの間の荷重により、最も負荷が大きい一の転動体から前記外輪に対してピーク荷重Pが作用した場合に、前記一の転動体から前記外輪に作用する軸受の周方向への面圧分布と、隣り合う他の転動体から前記外輪に作用する軸受の周方向への面圧分布とをその周方向に沿って重複させ、前記隣り合う他の転動体から前記外輪に作用する軸受の周方向への面圧分布の合計が最大となる位置での前記面圧分布の合計の最大値σmaxと、最小となる位置での前記面圧分布の合計の最小値σmidとの間に、σmid>σmax/2の条件が成立することを特徴とする転がり軸受の構成を採用した。さらに、前記第一、第二の手段に代わる第三の手段としては、外輪の軌道面と内輪の軌道面との間に転動体を備え、前記外輪をハウジングの内周部に嵌め合い可能とした転がり軸受において、前記ハウジングの内周部に前記外輪を嵌め合った状態で、前記内輪と前記ハウジングとの間の荷重により、最も負荷が大きい一の転動体から前記外輪に対してピーク荷重Pが作用した場合に、前記一の転動体から前記外輪に作用する軸受の周方向への面圧分布と、隣り合う他の転動体から前記外輪に作用する軸受の周方向への面圧分布とをその周方向に沿って重複させ、前記面圧分布の重複部分における両転動体からの面圧同士が等しくなる位置での前記一の転動体から前記外輪に作用する境界部面圧値σ2と、前記一の転動体からの面圧が最大となる位置でのその一の転動体から前記外輪に作用するピーク部面圧値σ1との間に、σ1/4<σ2ただし、前記転動体と前記外輪の軌道面との接触範囲における前記外輪の肉厚の最も薄い箇所での軌道面に直交する方向への相当肉厚t、前記転動体の前記外輪の軌道面に対する軸方向への有効接触長さL、前記転動体の配置数Z、その軸受の外径LDとして、σ1=2qt3/{πt4}σ2=2qt3/{πt2s22}q=P/Ls=π×LD/2Zの条件が成立することを特徴とする転がり軸受の構成を採用した。この外輪とハウジングとの間のクリープ現象の発生の抑制についても、内輪と軸との場合と同様に説明すると、軸受にラジアル荷重が作用した場合、周方向に沿って並列する複数の転動体から、それぞれ外輪の軌道面に対して荷重が作用し、その各転動体から外輪に面圧が加わる。このとき、最も負荷が大きい一の転動体から外輪に作用する面圧は、その一の転動体と外輪との周方向への接触中心点前記ピーク位置で最大ピーク部面圧値σ1となり、その最大位置から周方向両側に向かって離れるにつれて徐々に小さくなる。この傾向は、その一の転動体に隣り合う他の転動体についても同様である。そこで、まず、その一の転動体と他の転動体とによる外輪の周方向への面圧分布を、周方向に沿って重複させることにより、その周方向への面圧分布のばらつきを小さくする。そして、第一の手段として、外輪の肉厚t転動体と外輪の軌道面との接触範囲における肉厚の最も薄い箇所での軌道面に直交する方向への相当肉厚tと、転動体同士の周方向間隔w転動体の配置数Z、軸受の外径LDとして、w=π×LD/Zで表されるとの間に、t/w>0.5の条件が成立することで、ハウジングに対して外輪に発生するクリープ現象の抑制に効果的であることが確認できた。また、第二の手段として、隣り合う各転動体から外輪に作用する軸受の周方向への面圧分布の合計が最大となる位置合計値を示す波形の山の位置での面圧分布の合計の最大値σmaxと、最小となる位置合計値を示す波形の谷の位置での面圧分布の合計の最小値σmidとの間に、σmid>σmax/2の条件が成立することで、ハウジングに対して外輪に発生するクリープ現象の抑制に効果的であることが確認できた。そして、第三の手段として、隣り合う転動体からの面圧同士が等しくなる位置前記境界位置での、前記一の転動体から外輪に作用する面圧境界部面圧値σ2を、その一の転動体のピーク位置でのピーク部面圧値σ1の1/4以上とすれば、クリープ現象の抑制に効果的であることが確認できた。すなわち、外輪の肉厚tの転動体同士の周方向間隔wに対する比率、面圧分布の最小値σmidの最大値σmaxに対する比率、若しくは、境界部面圧値σ2のピーク部面圧値σ1に対する比率を管理し、その比率を一定以上とすることにより、周方向への面圧分布のばらつきを小さくする。これにより、転動体の位置の差異例えば、転動体が、転がり軸受の軸心の直下にある場合と、軸心の直下の位置から周方向へずれた場合との差異による外輪の変形量の変動を小さくし得る。したがって、作用するラジアル荷重が大きい転がり軸受においても、クリープ現象を効果的に抑制することができる。なお、クリープ現象の抑制効果の確認は、前述の内輪と軸との関係の場合と同様であり、FEM解析によって行うことができる。また、軸受内部諸元に関し、外輪の肉厚tの転動体同士の周方向間隔wに対する比率、面圧分布の最小値σmidの最大値σmaxに対する比率、若しくは、境界部面圧値σ2のピーク部面圧値σ1に対する比率を向上させるための手法についても、内輪と軸との関係の場合と同様であり、例えば、転動体を周方向に沿って相対的に密に配置する手段を採用することができる。転動体を周方向に沿って密に配置するためには、例えば、転動体の径を相対的に小さくすることで、その転動体間の距離を縮めるための設計上の自由度が高まる。なお、これらの構成において、転がり軸受は、前記内輪は回転側、前記外輪及び前記ハウジングは静止側であり、前記外輪と前記ハウジングとの嵌め合いはすきまばめである構成を採用することができる。すなわち、内輪が回転側、外輪が静止側の転がり軸受において、その軸受にラジアル荷重が作用すると、一般的には、外輪側よりも内輪側にクリープが発生しやすいので、内輪側をしまりばめ、外輪側をすきまばめにする場合が多い。しかし、軸受に作用するラジアル荷重が特に大きい場合等、各種条件によっては、外輪側にもクリープが発生する。このため、内輪が回転側、外輪が静止側であり、外輪とハウジングとをすきまばめとした場合において、上記の構成を採用することが有効である。これらの各構成において、軸受内部諸元決定の基準、あるいはクリープ量解析のための基礎となるピーク荷重Pは、例えば、P=4.08×P0/Z×cosαただし、軸受に作用するラジアル荷重P0、前記内輪又は前記外輪のうち、前記面圧分布の重複部分を設定させた側の軌道面と前記転動体との接触範囲における軸方向中心位置でのその軌道面と前記転動体との接触角α、と設定することができる。また、その軸受に作用するラジアル荷重P0は、P0=Cor×1/S0ただし、軸受の基本静ラジアル定格荷重Cor、その基本静ラジアル定格荷重Corに対する軸受の安全係数S0S0>1、と設定することができる。この安全係数S0は、その軸受の種別や仕様、用途等に応じて適宜の数値が設定されるが、例えば、過酷な条件で使用される超大型の輸送用機器の車軸に用いられることを想定して、前記安全係数S0を、1/0.35と設定することができる。このような過酷な状況下で使用される軸受において、上記各構成を採用すれば、クリープ現象の発生の抑制の効果がより顕著である。これらの各構成において、転がり軸受の種別として、前記転動体としてボールを採用した玉軸受を採用することができる。玉軸受を採用した場合、上記算定式で用いられる肉厚tとは、ボールと軌道面とが弾性変形することで生じる楕円状の接触範囲のうち、肉厚の最も薄い箇所での軌道面に直交する方向への相当肉厚tとなる。また、転動体の前記軌道面に対する軸方向への有効接触長さLとは、その楕円状の接触範囲の軸受の軸方向に対する長さとなる。したがって、例えば、深溝玉軸受の場合、肉厚tは、その軌道面の最深位置での軸受半径方向への肉厚に相当し、アンギュラ玉軸受等のように、転動体が軌道面に対して接触角を持って接する場合は、その接触角をもって接する楕円状の接触範囲のうち、肉厚の最も薄い箇所での軌道面に直交する方向への相当肉厚tに相当する。また、前記接触角αは、深溝玉軸受の場合はα=0となり、転動体が軌道面に対して接触角を持って接する場合は、その接触範囲の軸方向に対する中心位置での接触角となる。また、これらの各構成において、転がり軸受の種別として、前記転動体としてころを採用したころ軸受を採用することができる。そのころ軸受として、特に、円すいころ軸受を採用することができる。すなわち、転動体は円すいころであり、前記内輪の軌道面と前記外輪の軌道面とは軸方向いずれかの側に向かって互いの距離が狭まるように設けられ、前記距離が狭まる方向へ向かって前記外輪に対して前記内輪を押圧することにより、前記各円すいころに予圧が付与されている構成を採用することができる。このように、軸受の転動体には、その組み込み時に予圧が設定されているので、面圧分布の最小値σmidや最大値σmax、あるいは、境界部面圧値σ2とピーク部面圧値σ1との比率の設定に際しては、この設定されている予圧に応じてそれらの算定を行うこととなる。また、内輪と軸との間のクリープ現象の発生を抑制するため、以下の転がり軸受の設計方法を採用することができる。すなわち、外輪の軌道面と内輪の軌道面との間に転動体を備え、前記内輪は、その内周部の孔に軸を嵌め合い可能とした転がり軸受の設計方法において、前記内輪の孔に軸を嵌め合った状態で、前記外輪と前記軸との間の荷重により、最も負荷が大きい一の転動体から前記内輪に対してピーク荷重Pが作用した場合に、前記一の転動体から前記内輪に作用する周方向への面圧分布と、隣り合う他の転動体から前記内輪に作用する周方向への面圧分布とが軸受の周方向に沿って重複させ、前記隣り合う各転動体から前記内輪に作用する軸受の周方向への面圧分布の合計が最大となる位置での前記面圧分布の合計の最大値σmaxと、最小となる位置での前記面圧分布の合計の最小値σmidとの間に、σmid>σmax/2の条件が成立するように、軸受内部諸元を決定することを特徴とする転がり軸受の設計方法である。また、他の手段としては、外輪の軌道面と内輪の軌道面との間に転動体を備え、前記内輪は、その内周部の孔に軸を嵌め合い可能とした転がり軸受の設計方法において、前記内輪の孔に軸を嵌め合った状態で、前記外輪と前記軸との間の荷重により、最も負荷が大きい一の転動体から前記内輪に対してピーク荷重Pが作用した場合に、前記一の転動体から前記内輪に作用する周方向への面圧分布と、隣り合う他の転動体から前記内輪に作用する周方向への面圧分布とが軸受の周方向に沿って重複させ、前記面圧分布の重複部分における両転動体からの面圧同士が等しくなる位置での前記一の転動体から前記内輪に作用する境界部面圧値σ2と、前記一の転動体からの面圧が最大となる位置でのその一の転動体から前記内輪に作用するピーク部面圧値σ1との間に、σ1/4<σ2ただし、前記内輪の軌道面と前記転動体との接触範囲における前記内輪の肉厚の最も薄い箇所での軌道面に直交する方向への相当肉厚t、前記転動体の前記内輪の軌道面に対する軸方向への有効接触長さL、前記転動体の配置数Z、その軸受の内径SDとして、σ1=2qt3/{πt4}σ2=2qt3/{πt2s22}q=P/Ls=π×SD/2Zの条件が成立するように、軸受内部諸元を決定することを特徴とする転がり軸受の設計方法である。これらの転がり軸受の設計方法において、前記ピーク荷重Pを用いて前記内輪と前記軸との間に生じ得るクリープ量をFEM解析によって算定し、そのクリープ量が所定値以下になるように、前記軸受内部諸元を決定する手法を採用することができる。このとき、前記クリープ量は、前記転がり軸受のライフサイクルの中で1回転以下に設定することができる。また、外輪とハウジングとの間のクリープ現象の発生を抑制するため、以下の転がり軸受の設計方法を採用することができる。すなわち、外輪の軌道面と内輪の軌道面との間に転動体を備え、前記外輪をハウジングの内周部に嵌め合い可能とした転がり軸受の設計方法において、前記ハウジングの内周部に前記外輪を嵌め合った状態で、前記内輪と前記ハウジングとの間の荷重により、最も負荷が大きい一の転動体から前記外輪に対してピーク荷重Pが作用した場合に、前記一の転動体から前記外輪に作用する周方向への面圧分布と、隣り合う他の転動体から前記外輪に作用する周方向への面圧分布とを軸受の周方向に沿って重複させ、前記隣り合う各転動体から前記外輪に作用する軸受の周方向への面圧分布の合計が最大となる位置での前記面圧分布の合計の最大値σmaxと、最小となる位置での前記面圧分布の合計の最小値σmidとの間に、σmid>σmax/2の条件が成立するように、軸受内部諸元を決定することを特徴とする転がり軸受の設計方法である。また、他の手段としては、外輪の軌道面と内輪の軌道面との間に転動体を備え、前記外輪をハウジングの内周部に嵌め合い可能とした転がり軸受の設計方法において、前記ハウジングの内周部に前記外輪を嵌め合った状態で、前記内輪と前記ハウジングとの間の荷重により、最も負荷が大きい一の転動体から前記外輪に対してピーク荷重Pが作用した場合に、前記一の転動体から前記外輪に作用する周方向への面圧分布と、隣り合う他の転動体から前記外輪に作用する周方向への面圧分布とを軸受の周方向に沿って重複させ、前記面圧分布の重複部分における両転動体からの面圧同士が等しくなる位置での前記一の転動体から前記外輪に作用する境界部面圧値σ2と、前記一の転動体からの面圧が最大となる位置でのその一の転動体から前記外輪に作用するピーク部面圧値σ1との間に、σ1/4<σ2ただし、前記外輪の軌道面と前記転動体との接触範囲における前記外輪の肉厚の最も薄い箇所での軌道面に直交する方向への相当肉厚t、前記転動体の前記外輪の軌道面に対する軸方向への有効接触長さL、前記転動体の配置数Z、その軸受の外径LDとして、σ1=2qt3/{πt4}σ2=2qt3/{πt2s22}q=P/Ls=π×LD/2Zの条件が成立するように、軸受内部諸元を決定することを特徴とする転がり軸受の設計方法である。これらの転がり軸受の設計方法において、前記ピーク荷重Pを用いて前記外輪と前記ハウジングとの間に生じ得るクリープ量をFEM解析によって算定し、そのクリープ量が所定値以下になるように、前記軸受内部諸元を決定する手法を採用することができる。このとき、前記クリープ量は、前記転がり軸受のライフサイクルの中で1回転以下に設定することができる。これらの設計方法によれば、周方向への面圧分布のばらつきを小さくすることにより、転動体の位置の差異による内輪や外輪に生じる変形量の変動を小さくし得る。したがって、作用するラジアル荷重が大きい軸受においても、クリープ現象を効果的に抑制できる転がり軸受を設計することができる。この発明は、内輪又は外輪の肉厚tの転動体同士の周方向間隔wに対する比率、面圧分布の最小値σmidの最大値σmaxに対する比率、若しくは、境界部面圧値σ2のピーク部面圧値σ1に対する比率を管理し、その比率を一定以上とすることにより、周方向への面圧分布のばらつきを小さくしたので、内輪や外輪に生じうる変形量の変動を小さくし得る。したがって、作用するラジアル荷重が大きい転がり軸受においても、クリープ現象を効果的に抑制することができる。この発明の一実施形態を、図1~図4に基づいて説明する。この実施形態は、車両重量の重いダンプトラック等の大型自動車の車軸に用いられる車輪軸受装置20、その車輪軸受装置20が備える転がり軸受10、及び、その転がり軸受10の設計方法に関するものである。車両重量の重いダンプトラック等の大型自動車は、車体や荷台を支えるシャーシと、そのシャーシの前部フロント及び後部リアの軸Ax以下、車軸Axと称する、及び、その車軸Axに対して軸周り回転自在の車輪とを備える。車輪には、駆動力伝達装置を介して駆動源からの回転力が伝達され、その回転で走行できるようになっている。車輪軸受装置20の構成は、図1に示すように、車軸AxとハウジングHとの間に転がり軸受10を備える。図中の符号7は、車輪を受けるホイール部材である。車輪は、このホイール部材7を介してハウジングHに固定されている。この実施形態では、転がり軸受10として複列の円すいころ軸受を採用している。転がり軸受10は、外輪1の軌道面1aと内輪2の軌道面2aとの間に、周方向に沿って複数の円すいころ転動体3を備える。各円すいころ3は保持器4によって、周方向に保持されている。また、内輪2の内周部の孔に、車軸Axが嵌め合いで固定されている。この実施形態では、転がり軸受10は、内輪2及び車軸Axは静止側、外輪1及びハウジングHは回転側である。また、内輪2と車軸Axとの嵌め合いはすきまばめ、外輪1とハウジングHとの嵌め合いはしまりばめである。図1に示す左側アウトボード側の転がり軸受10、及び、右側インボード側の転がり軸受10のそれぞれにおいて、内輪2の軌道面2aは、両転がり軸受10,10間の中央に向かって徐々に狭まるテーパ面である。また、その軌道面2aの両側に大径側鍔部2b及び小径側鍔部2cとを有する。また、外輪1の軌道面1aも、向かい合う内輪2の軌道面2aと同方向のテーパ面となっている。このように、各転がり軸受10において、向かい合う内輪2の軌道面2aと外輪1の軌道面1aとは、軸方向いずれかの側に向かって互いの距離が狭まるように設けられている。その距離が狭まる方向へ向かって、外輪1に対して内輪2を押圧することにより、円すいころ3に予圧が付与されている。この予圧の付与は、両転がり軸受10,10の軸方向外側に配置した押え部材5,6によって成される。なお、円すいころ3の内輪2の軌道面2aに対する接触角αや、その内輪2の軌道面2aへの有効接触長さL、円すいころの径dw等は、通常は、車輪軸受装置20に求められる性能や仕様に応じて、適宜決定適用される。また、この実施形態では、両転がり軸受10,10に同一の形状、同一の大きさのものを採用してそれを対称に配置しているが、これらを、異なる形状、あるいは、異なる大きさのものとする場合も想定される。内輪2の孔に車軸Axを嵌め合った状態で、外輪1ハウジングHと車軸Axとの間のラジアル荷重P0により、最も負荷が大きい一の円すいころ3から内輪2に対してピーク荷重Pが作用する。図2aに、この転がり軸受10にラジアル荷重P0が作用した状態の模式図を示す。図2bには、そのラジアル荷重P0によって、最も負荷が大きい円すいころ3、すなわち、転がり軸受10の軸心の直下に位置する一の円すいころ3と、それに隣り合う他の円すいころ3から、内輪2に対してピーク荷重Pが作用した状態の模式図を示す。このように、各円すいころ3からそれぞれ内輪2の軌道面2aに対してピーク荷重Pがが作用し、その内輪2に面圧が加わる。このとき、一の円すいころ3から内輪2に作用する面圧は、その一の円すいコロ3と内輪2との周方向への接触中心点前記ピーク位置で最大ピーク部面圧値σ1となり、その最大位置から周方向両側に向かって離れるにつれて徐々に小さくなる。この傾向は、その一の円すいコロ3に隣り合う他の円すいころ3についても同様である。各円すいころ3からのピーク荷重Pによって生じる内輪2の面圧分布の状態を、図3abcの模式図に示す。図3aは、転がり軸受10の軸直交方向の要部拡大断面図を示し、図3bは、理解がしやすいように、環状の内輪2を便宜的に直線状に描き、その内輪2に生じる面圧分布を模式的に示したものである。ここで、前記一の円すいころ3から内輪2に作用する軸受の周方向への面圧分布と、周方向に隣り合う他の円すいころ3から内輪2に作用する軸受の周方向への面圧分布とは、互いに軸受の周方向に沿って重複している。そして、図3cには、各転動体から内輪に作用する面圧分布のグラフが破線で、その各転動体から内輪に作用する面圧分布の合計値を示す面圧分布のグラフが実線で、それぞれ示されている。ここで、その図3cに示すように、隣り合う各転動体3から内輪2に作用する軸受の周方向への面圧分布の合計が最大となる位置でのその面圧分布の合計の最大値σmaxと、最小となる位置でのその面圧分布の合計の最小値σmidとの間に、σmid>σmax/2の条件が成立ように、軸受内部諸元、すなわち、内輪2、外輪1、円すいころ3等の諸元を設計している。このように、σmid>σmax/2となる構成を採用したことにより、σmidをσmax/2以下とした場合と比較して、軸Axに対する内輪2のクリープ量を飛躍的に低減することができる。このため、例えば、そのクリープ量を、転がり軸受のライフサイクルの中で1回転以下に設定することも可能である。クリープ量が、転がり軸受のライフサイクルの中で1回転以下であれば、クリープ現象はほぼ発生していないということができる。なお、このクリープ量は、転動体3から内輪2に作用するピーク荷重Pを用いて、内輪2と軸Axとの間に生じ得るクリープ量をFEM解析によって算定し確認した。ここで、転動体3から内輪2に作用するころ軸受のピーク荷重Pは、例えば、P=4.08×P0/Z×cosαの式で算定されたものを用いることができる。ここで、αは、転動体3と内輪2の軌道面2aとの接触角である図3a参照。なお、玉軸受のピーク荷重Pは、例えば、P=4.37×P0/Z×cosαの式で算定されたものを用いることができる。例えば、文献:RollingBearingAnalysisForthEdition、WILEY-INTERSCIENCE発行、TEDRICA.HARRIS著、7章DISTRIBUTIONOFINTERNALLOADINGINSTATICALLYLOADEDBEARINGS外輪1とハウジングHとの間のクリープ現象を解析する場合は、転動体3と外輪1の軌道面1aとの接触角とする。すなわち、算定式で用いる接触角αは、内輪2又は外輪1のうち、面圧分布の重複部分を設定させた側の軌道面2a,1aと、その転動体3との接触範囲における軸方向中心位置での、その軌道面2a,1aと転動体3との接触角を採用する。また、軸受に作用するラジアル荷重P0は、P0=Cor×1/S0の式で算定されたものを用いることができる。ここで、軸受の基本静ラジアル定格荷重Cor、その基本静ラジアル定格荷重Corに対する軸受の安全係数S0S0>1と設定する。この軸受の基本静ラジアル定格荷重Corや安全係数S0は、その軸受の種別や仕様、用途等に応じて適宜の数値が設定されるが、ここでは、大型の建設用機械である鉱山用ダンプトラックの車軸に用いられる車輪軸受装置20を想定し、安全係数S0を、1/0.35と設定する。この面圧分布の最小値σmidの最大値σmaxに対する比率は、σmid>σmax/2の条件を満たしていればよく、例えば、図4に示すように、σmid=σmax×6/10に設定することも可能である。この面圧分布の最小値σmidの最大値σmaxに対する比率を管理することにより、クリープ現象の発生を抑制する上記の構成は、内輪2と車軸Axとの間のクリープ現象のみならず、外輪1とハウジングHとの間のクリープ現象に関しても、採用することができる。他の実施形態を図5及び図6に示す。この実施形態において、各円すいころ3からのピーク荷重Pによって生じる内輪2の面圧分布の状態を、図5abの模式図に示す。図5aは、転がり軸受10の軸直交方向の要部拡大断面図を示し、図5bは図3等と同じく、理解がしやすいように、環状の内輪2を便宜的に直線状に描き、その内輪2に生じる面圧分布を模式的に示したものである。図中に示すように、一の円すいころ3から内輪2に作用する軸受の周方向への面圧分布と、周方向に隣り合う他の円すいころ3から内輪2に作用する軸受の周方向への面圧分布とをその周方向に沿って重複させている。そして、図5bに示すように、隣り合う円すいころ3,3による面圧分布の重複部分において、その両円すいころ3,3からの面圧同士が等しくなる位置前記境界位置での前記一の円すいころ3から内輪2に作用する境界部面圧値σ2と、その一の円すいころ3からの面圧が最大となる位置前記ピーク位置でのその一の円すいころ3から内輪2に作用するピーク部面圧値σ1との間に、σ1/4<σ2の関係が成立するように、内輪2、外輪1、円すいころ3等を設計している。このσ1/4<σ2となる構成を採用したことにより、σ2をσ1/4以下とした場合と比較して、クリープ現象が飛躍的に低減されることが確認できた。つまり、従来の転がり軸受10では、図5cdの模式図に示すように、前記一の円すいころ3から内輪2に作用する軸受の周方向への面圧分布と、周方向に隣り合う他の円すいころ3から内輪2に作用する軸受の周方向への面圧分布とが重複していなかった。あるいは、重複していても、その重複範囲が僅かであった。したがって、内輪2に作用する面圧分布各円すいころ3からの面圧の合計の分布は、周方向に沿ってばらつきの大きいものであった。しかし、この発明では、境界部面圧値σ2のピーク部面圧値σ1に対する比率を管理し、その比率を1/4以上とすることにより、周方向への面圧分布のばらつきを小さくすることとした。これにより、転がり軸受10の回転中に、円すいころ3が存在する位置軸周り方位の変化による内輪2の変形量の変動を小さくし得る。したがって、作用するラジアル荷重P0が大きい転がり軸受においても、クリープ現象を効果的に抑制することができた。なお、境界部面圧値σ2のピーク部面圧値σ1に対する比率を管理することにより、クリープ現象の発生を抑制する上記の構成は、内輪2と車軸Axとの間のクリープ現象のみならず、外輪1とハウジングHとの間のクリープ現象に関しても、採用することができる。上記の構成からなる転がり軸受10が、クリープ現象の発生の抑制に効果的であることを確認するために、FEM解析を用いてクリープ現象のシミュレーションを行った。ここで、FEM解析のモデルとして、図6abに示す転がり軸受10を用いた。解析は2段階で行う。はじめに、ジョーンズやハリスの方法等で、所定の負荷条件下での各転動体荷重を求める。例えば、文献:ISO/TS16281:2008ERollingbearings-Methodsforcalculatingthemodifiedreferenceratinglifeforuniversallyloadedbearingsつぎに、この転動体荷重を用いてFEM解析を行う。解析で得られた内輪2の移動量が、想定されるクリープ量となる。負荷条件及び転動体荷重については図2参照。ここで、転動体3と内輪2の軌道面2aとの接触範囲における内輪2の肉厚の最も薄い箇所での軌道面に直交する方向への相当肉厚t、転動体3の内輪2の軌道面2aに対する軸方向への有効接触長さL、転動体3の配置数Z、その軸受のピッチ内径PCDとして、σ1=2qt3/{πt4}σ2=2qt3/{πt2s22}q=P/Ls=π×PCD/2Zとする。σ1やσ2の面圧の算定には、ブシネスクBoussinesqによる応力の式を応用した。例えば、文献:材料力学下巻養賢堂発行東京工業大学名誉教授中原一郎著第6章接触応力ここで、転動体3には、その組み込み時に予圧が設定されているので、境界部面圧値σ2とピーク部面圧値σ1の算定は、この設定されている予圧に応じて行うこととなる。なお、ここで、上記軸受のピッチ内径PCDに代えて、軸受の内径SD内輪2の内周部の孔の内径を採用し、s=π×SD/2Zの算定式とすることもできる。なお、転動体3が円すいころ3である場合、肉厚tは、転動体3と内輪2の軌道面2aとの接触範囲における肉厚の最も薄い箇所での軌道面に直交する方向への厚さの寸法とする図5a参照。ここでは、内輪2と車軸Axとの間のクリープ現象を解析することを目的としているが、外輪1とハウジングHとの間のクリープ現象を解析する場合には、上記の肉厚t、有効接触長さLは、それぞれ外輪1に関する数値を採用する。すなわち、肉厚tは、転動体3と外輪1の軌道面1aとの接触範囲における外輪1の肉厚の最も薄い箇所での軌道面に直交する方向への厚さの寸法とする。また、有効接触長さLは、転動体3の外輪1の軌道面1aに対する軸方向への接触長さとする。なお、外輪1の外周面と内輪2の内周面との径方向の距離を、転がり軸受10の断面高さD、その円すいころ3の大径寸法と小径寸法の和の1/2を、円すいころ径転動体径dwとしている。転動体3から内輪2に作用するピーク荷重Pは、P=4.08×P0/Z×cosαの式で算定されたものを用いる。ここで、αは、転動体3と内輪2の軌道面2aとの接触角である図5a参照。外輪1とハウジングHとの間のクリープ現象を解析する場合は、転動体3と外輪1の軌道面1aとの接触角とする。すなわち、算定式で用いる接触角αは、内輪2又は外輪1のうち、面圧分布の重複部分を設定させた側の軌道面2a,1aと、その転動体3との接触範囲における軸方向中心位置での、その軌道面2a,1aと転動体3との接触角を採用する。また、軸受に作用するラジアル荷重P0は、P0=Cor×1/S0の式で算定されたものを用いることができる。ここで、軸受の基本静ラジアル定格荷重Cor、その基本静ラジアル定格荷重Corに対する軸受の安全係数S0S0>1と設定する。この軸受の基本静ラジアル定格荷重Corや安全係数S0は、その軸受の種別や仕様、用途等に応じて適宜の数値が設定されるが、ここでは、大型の建設用機械である鉱山用ダンプトラックの車軸に用いられる車輪軸受装置20を想定し、安全係数S0を、1/0.35と設定する。このシミュレーションにおいて、クリープ発生仕様の条件として、図5cd及び図6bに相当する仕様を設定しておりお、隣り合う転動体3により面圧分布同士に、重複部分を設定していない。また、クリープ抑制仕様の条件として、図5ab及び図6aに相当する仕様を設定しており、隣り合う転動体3による面圧分布同士に重複部分を設定し、σ1/4<σ2としている。解析結果を、クリープ発生仕様とクリープ抑制仕様とに分けて、以下の表1に示す。図11は、フロントの車輪軸受装置20におけるインボード側の転がり軸受10の内輪2の面圧分布、図12は、同アウトボード側の転がり軸受10の内輪2の面圧分布を示す。また、それらの面圧分布を、面圧のグレードに応じて色彩を違えて表示したものを図13及び図14に示す。図13abは、クリープ発生仕様のフロントの車輪軸受装置20におけるインボード側、アウトボード側の各転がり軸受10の内輪2の面圧分布、図14abは、クリープ抑制仕様のリアの車輪軸受装置20におけるインボード側、アウトボード側の各転がり軸受10の内輪2の面圧分布を示す。クリープ発生仕様に対してクリープ抑制仕様は、面圧分布をより一様に近くすることで、クリープ量の低減が図られていることが理解できる。また、図11及び図12に示すように、クリープ発生仕様においては、振れ/平均面圧の平均値に対する面圧変動の振れ幅の比率が著大な数値であるのに対し、クリープ抑制仕様においては、振れ/平均が全て0.1以下となっている。なお、このシミュレーションでは、クリープ発生仕様とクリープ抑制仕様において、同一の車輪軸受装置20に用いられることを前提として、転がり軸受10の断面高さは共通である。また、外輪1の形状、寸法は同一とし、外輪1の軌道面1aは共通とした。また、クリープ発生仕様とクリープ抑制仕様において、内輪2の孔の内径は共通である。多数のFEM解析を行うことで、図17aに示すσmidとσmaxとの関係において、σmid/σmax>0.5であれば、図17bに示すように、wの寸法にかかわらず、常にクリープが無くなる又は微小となることが見出された。この式を書き直すと、σmid>σmax/2となる。このように、クリープ発生仕様の転がり軸受10をベースに、クリープ現象を抑制したクリープ抑制仕様の転がり軸受10を設計するに際し、境界部面圧値σ2のピーク部面圧値σ1に対する比率を向上させるためには、例えば、転動体3を周方向に沿って相対的に密に配置する手段を採用することができる。転動体3を、軸受の周方向に沿って密に配置するために、例えば、図6bに示すクリープ発生仕様の転がり軸受10から、図6aに示すクリープ抑制仕様の転がり軸受10へと設計変更をすることができる。ここで、クリープ発生仕様とクリープ抑制仕様において、転がり軸受10の断面高さDを共通とし、内輪2の孔の内径R2、外輪1の外径を一定とする。また、外輪1の形状、寸法を共通として、その外輪1の軌道面1aの内径R1転動体3との接触範囲の軸方向中央位置での内径、接触角を一定とした場合において、転動体3の径dwを、dw0からdw1へと相対的に小さくする。転動体3の径dwが小さくなれば、転動体3同士の周方向間隔2sを短くするための空間的余裕が生まれやすい。また、これに伴い、内輪2の肉厚tは、t0からt1へと相対的に厚くなり、その内輪2の剛性が高まることで、軸Axとの間のクリープ現象の発生の抑制に関し有利である。なお、外輪1と内輪2との間の空間に比較的余裕があり、また、保持器4の強度が許容されるのであれば、転動体3の径dwを必ずしも小さくする必要はなく、例えば、転動体3の径dwを一定とした条件で、転動体3同士の周方向間隔2sを短くする手法を採用することもできる。また、外輪1の強度が許容されるのであれば、例えば、その外輪1の肉厚を減少させることで、転動体3同士の周方向間隔2sを短くしやすい設定とすることもできる。さらに、必要であれば、内輪2と転動体3との接触角αや有効接触長さLを、クリープ発生仕様とクリープ抑制仕様とで変更することもできる。さらに、外輪1とハウジングHとのクリープ現象の発生に関し、クリープ抑制仕様を設計する場合には、上記の外輪1と内輪2の設定条件を逆にすればよい。すなわち、内輪2の形状、寸法を共通として、その内輪2の軌道面2aの内径R2転動体3との接触範囲の軸方向中央位置での内径、接触角を一定とした場合において、転動体3の径dwを相対的に小さくする。転動体3の径dwが小さくなれば、転動体3同士の周方向間隔2sを短くするための空間的余裕が生まれやすい。また、これに伴い、外輪1の肉厚tは相対的に厚くなり、その外輪1の剛性が高まることで、ハウジングHとの間のクリープ現象の発生の抑制に関し有利である。上記の各構成において、転がり軸受10の種別として、転動体3として円すいころを採用した円すいころ軸受を採用したが、それ以外にも、転動体3としてころを用いた転がり軸受10として、円筒ころ軸受、針状ころ軸受、自動調心ころ等を採用することができる。また、転がり軸受10の種別として、転動体3としてボールを採用した玉軸受を採用することもできる。玉軸受を採用した場合、例えば、図7に示すアンギュラ玉軸受のように、ボールと軌道面を備える部材とが弾性変形することで、長径2a、短径2bの楕円状の接触範囲が生じる。楕円状の接触範囲が生じるのは、深溝玉軸受の場合も同様である。ここで、上記算定式で用いられる内輪2又は外輪1の肉厚tとは、例えば、その図7に示すように、ボールと軌道面とが弾性変形することで生じる楕円状の接触範囲における軌道輪内輪2又は外輪1の肉厚の最も薄い箇所での軌道面に直交する方向への厚さの寸法とする。したがって、深溝玉軸受の場合、肉厚tは、通常は、その軌道面の最深位置でのその内輪2又は外輪1の軸受半径方向の肉厚に相当し、アンギュラ玉軸受等のように、転動体3が軌道面に対して接触角を持って接する場合は、その接触角をもって接する楕円状の接触範囲のうち、軌道輪内輪2又は外輪1の肉厚の最も薄い箇所での軌道面に直交する方向への厚さの寸法に相当する。また、その転動体3の内輪2又は外輪1の軌道面2a,1aに対する軸方向への有効接触長さLとは、その楕円状の接触範囲の軸受の軸方向に対する長さであるから、図中の長径2aに対する軸方向寸法Lとなる。さらに、転動体3の軌道面に対する接触角αとは、深溝玉軸受の場合はα=0となり、転動体3が軌道面に対して接触角を持って接する場合は、その接触範囲の軸方向中心での接触角となる。以下、静止側である軸と内輪、あるいは、ハウジングと外輪との間にクリープが生じるメカニズムを基に、上記実施形態、実験例を検証する。原理1:軌道輪回転方向と同方向へのクリープが生じるメカニズムまず、静止側の軌道輪に対し、回転側の軌道輪の回転方向と同方向へのクリープが生じるメカニズムについて説明する。転走面上を転動体3が移動するとき、一般に物質は弾性体であるため、内輪2であれば転動体3直下の内径面軸Axに対向する面に微小な突起が生じる。例えば、図8aに示す軸受において、理解がしやすいように、環状の内輪2を便宜的に直線状に描くと、その微小な突起は、図8bに示すようになる。軸受では、複数の転動体3が組み込まれているため、その微小な突起は、内輪2の内径面上に複数の波頭となって形成される。そして、転動体3が、図8bに矢印x3に示す方向へ移動すると、それとともにこれら波頭が連なって矢印x2に示す方向に移動する。すなわち、この波頭の移動を表面波として考えると、その表面波は、図8cに矢印x4に示す方向へ移動することになる。この表面波は、レイリー波と呼ばれる表面弾性波で、これに押し当てられた物体は、反対方向へ移動することが知られている。この原理を応用した技術に超音波モータがあり、カメラのオートフォーカスの駆動機構として広く用いられている。レイリー波は、地震学ではP波、横波として扱われる。超音波モータの原理で良く知られているように、表面弾性波は波の進行方向と反対方向に物体を移動させる。この点を図9の参考図に基づいて説明する。超音波モータは、振動子の振動エネルギーを摩擦力を介して回転子ロータの回転、又は直進子スライダの直線運動に変換する一種のアクチュエータである。図9aに示す符号30は振動子であり、その上面には変位拡大のための突起30aが設けられている。また、図中符号31は回転子である。図9bに示すように、振動子に図中右向きの表面弾性波が励起されると、その表面弾性波の進行とともに、突起30a上の特定の点pにおいて反時計回りの楕円振動が生じる。この楕円振動により、回転子31は、図中左向きに移動する。この状態を軸受に置き換えると、図10bに示すように、転動体3の図中右側への移動とともに、前記振動子30に相当する内輪軌道輪2の内径面軸Axに対向する面において、図中右向きの進行波が励起されるとする。その進行波の進行とともに、その内輪2の内径面上の特定の点pにおいて、図10aに示すように、反時計回りの楕円振動が生じる。この楕円振動により、前記回転子31に相当する軸Axは、図10bにおいて、図中左向きに移動しようとする。すなわち、軸受に関しては、転動体3の移動方向が表面弾性波の進行方向となるので、図8cに示すように、内輪2は、本来軸Axを転動体3の移動方向と逆方向に移動させようとする。しかし、軸Axが固定されているため、内輪2自身が逆方向の逆、すなわち、転動体3の移動方向と同じ方向に移動させられることになる。以上が、静止側軌道輪が、軸受の回転方向と同方向へクリープするメカニズムである。原理2:表面弾性波が起きない深さつぎに、その表面弾性波が起きない深さについて説明する。連続体の表面に荷重が作用した場合の、内部のある座標点の変位については、ブシネスクBoussinesqの式として一般解が得られている例えば、文献:材料力学下巻養賢堂発行東京工業大学名誉教授中原一郎著第6章接触応力。定義等は割愛するが、u=-q{y3/r221-νlogr/B}/2πGv=-q{xy/r21-2νtan-1y/x}/2πGの式となる。しかし、以下の場合の内部のある座標点の変位の詳細について報告された文献は、過去には見当たらない。1荷重点が複数ある。2荷重点はある間隔を保つ。3これらが、移動する。発明者は、特別なプログラムを作成し、前記した自明でない関数を数値的に調べた。結果、まず、図15に示すごとく、荷重点が移動するにつれ、内部に楕円運動が生じることが再現できた。さらに、特筆すべきは、図16に示す如く、楕円運動の大きさは荷重値や荷重点間隔Wに依存するものの、ある深さとなると、楕円運動がほぼ無くなることが明らかとなった点である。なお、これらの解析において、図18に示すように、A:表面弾性波の振幅、又は、内部の楕円運動の振幅X:鉛直荷重の負荷位置から深さ方向への距離y:鉛直荷重の負荷位置から荷重と直交方向への距離u:鉛直荷重に対して内部の点が深さ方向へ移動する距離v:鉛直荷重に対して内部の点が荷重と直交方向へ移動する距離として解析を行った。得られた条件を整理すると、つぎのような関係となった。深さX/荷重点間隔W>0.5すなわち、軸受設計においては、深さXを転動体荷重が作用する外輪又は内輪の板厚tと見て、概略的には、板厚t/転動体間隔w>0.5とすれば前記した表面弾性波がほぼ生じないため、原理的にクリープを回避できることとなる。ここで、概略的としたのは、円すいころ軸受などは転走面に接触角とよばれる角度がつけられているため、補正が必要であることを示している。FEM解析による経験値テーパ軸受など複雑な負荷条件が加わる場合、3D動解析でクリープ発生の有無を調べた。ジョーンズやハリス等の周知の式により転動体荷重を求め、この荷重を用いFEM静解析を行い、クリープの発生の有無を調べる。調査の中であきらかとなったのは、クリープ量と接触面圧分布の特徴に相関があることである。経験的には、クリープの発生がない以下が要件となることが、今回の調査で確認できた。σmid>σmax/2ここで、σmaxは、前述の通り最大面圧面圧分布の最大値である。また、σmidは、同じくσmax近傍の周方向の面圧分布の谷間となる面圧値面圧分布の最小値である。原理1,2とFEM解析による経験則の一致FEM解析から得られたクリープが発生しない場合の経験則は、前記したごとく、σmid>σmax/2である。静的なFEM解析を行い、この要件に適合するか否かを調べれば、動的又は時間積分を行うような負荷の高いFEM解析を行うことなく、概略的にクリープの発生の有無を調べることができる。このとき時間的、経済的な効果が得られる。面圧分布は、複数の転動体3により発生させられる面圧の加算されたものである。すなわち、隣り合う各転動体3から内輪2に作用する軸受の周方向への面圧分布の合計である。FEM解析による経験則を、1つの転動体3により発生させられる面圧を用いて記述すると、図3に示すように、概略、σ1≒σmaxσ2≒σmid/2の関係となることから、代入し整理すると、以下が得られる。σ1/4<σ2ここでブシネスクの応力の式を用い、この要件に適合するか否かを調べれば、FEM解析をすることなく、概略的にクリープの発生の有無を調べることができる。このとき時間的、経済的に大幅な効果が得られる。σ1=2qt3/{πt4}σ2=2qt3/{πt2s22}q=P/Ls=π×SD/2Z図8に示すように、s=w/2であることを用い、この式を整理すると、σ1=2qt3/{πt4}σ2=2qt3/{πt2w222}q=P/Lw=π×PCD/Zとなる。更に、σ1、σ2の2式を、σ1/4<σ2に代入し整理すると、t/w>0.5が得られる。すなわち、上記原理1,2で示した結果と、FEM解析よる経験則が基本的に一致している。したがって、経験的に得られた式σmid>σmax/2、及び、これを一般化した式σ1/4<σ2には、原理的な根拠があることが判る。また、寸法がこの要件に適合するか否かを調べるだけで、原理的にクリープの発生の有無を調べることができ、複雑な技術計算自体が不要となる。実験とも一致また、実際のクリープの実験においても、t/w>0.5の条件では、クリープが発生していないことが確認されている。したがって、板厚t/転動体間隔w>0.5とすることにより、表面弾性波による軌道輪の移送現象が抑制され、クリープを抜本的に防止することが可能となる。"