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(19)【発行国】日本国特許庁(JP)
(12)【公報種別】公開特許公報(A)
(11)【公開番号】P2024165748
(43)【公開日】2024-11-28
(54)【発明の名称】油圧シリンダ用制御弁
(51)【国際特許分類】
F15B 11/08 20060101AFI20241121BHJP
F16K 11/07 20060101ALI20241121BHJP
【ＦＩ】
F15B11/08 B
F16K11/07 M
【審査請求】未請求
【請求項の数】3
【出願形態】ＯＬ
(21)【出願番号】P 2023082225
(22)【出願日】2023-05-18
(71)【出願人】
【識別番号】505236469
【氏名又は名称】キャタピラー エス エー アール エル
(74)【代理人】
【識別番号】100085394
【弁理士】
【氏名又は名称】廣瀬 哲夫
(74)【代理人】
【識別番号】100128392
【弁理士】
【氏名又は名称】服部 秀一
(74)【代理人】
【識別番号】100165456
【弁理士】
【氏名又は名称】鈴木 佑子
(72)【発明者】
【氏名】小西 勲
(72)【発明者】
【氏名】加藤 義隆
【テーマコード（参考）】
3H067
3H089
【Ｆターム（参考）】
3H067AA17
3H067CC02
3H067DD05
3H067DD12
3H067DD32
3H067DD33
3H067EA14
3H067EA17
3H067FF11
3H067GG15
3H067GG22
3H089BB16
3H089BB27
3H089CC01
3H089DA02
3H089DB46
3H089DB49
3H089DB54
3H089DB75
3H089GG02
3H089JJ02
(57)【要約】
【課題】スプールを備えた油圧シリンダ用制御弁において、スプールの中立位置におけるリークにより油圧シリンダが伸長あるいは縮小してしまうことを回避する。
【解決手段】スプール１３の中立位置におけるポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒとロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔとポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとの比率を、油圧シリンダ３のロッド側、ヘッド側のピストン受圧面積Ａｒ、Ａｈの比率や想定外力Ｆｅに基づいて設定した。
【選択図】図２
【解決手段】スプール１３の中立位置におけるポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒとロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔとポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとの比率を、油圧シリンダ３のロッド側、ヘッド側のピストン受圧面積Ａｒ、Ａｈの比率や想定外力Ｆｅに基づいて設定した。
【選択図】図２
【特許請求の範囲】
【請求項1】
ピストンの両側にヘッド側油室、ロッド側油室を備えた油圧シリンダに対する油給排制御を行う油圧シリンダ用制御弁において、
該油圧シリンダ用制御弁は、バルブボディに形成されるスプール孔に軸方向移動自在に挿通されるスプールと、スプール孔に連通し、油圧ポンプ、油タンク、油圧シリンダのヘッド側油室、ロッド側油室にそれぞれ接続されるポンプ流路、タンク流路、ヘッド側流路、ロッド側流路とを備え、
前記スプールは、中立位置では前記各流路間を遮断し、中立位置から軸方向一方側に移動した第一作動位置ではポンプ流路とヘッド側流路、およびロッド側流路とタンク流路とを連通し、中立位置から軸方向他方側に移動した第二作動位置ではポンプ流路とロッド側流路、およびヘッド側流路とタンク流路とを連通する構成であるとともに、
スプール中立位置におけるポンプ流路、ロッド側流路間のラップ長とロッド側流路、タンク流路間のラップ長との比率、およびヘッド側流路、タンク流路間のラップ長とポンプ流路、ヘッド側流路間のラップ長との比率を、油圧シリンダのロッド側、ヘッド側のピストン受圧面積の比率に基づいて設定したことを特徴とする油圧シリンダ用制御弁。
該油圧シリンダ用制御弁は、バルブボディに形成されるスプール孔に軸方向移動自在に挿通されるスプールと、スプール孔に連通し、油圧ポンプ、油タンク、油圧シリンダのヘッド側油室、ロッド側油室にそれぞれ接続されるポンプ流路、タンク流路、ヘッド側流路、ロッド側流路とを備え、
前記スプールは、中立位置では前記各流路間を遮断し、中立位置から軸方向一方側に移動した第一作動位置ではポンプ流路とヘッド側流路、およびロッド側流路とタンク流路とを連通し、中立位置から軸方向他方側に移動した第二作動位置ではポンプ流路とロッド側流路、およびヘッド側流路とタンク流路とを連通する構成であるとともに、
スプール中立位置におけるポンプ流路、ロッド側流路間のラップ長とロッド側流路、タンク流路間のラップ長との比率、およびヘッド側流路、タンク流路間のラップ長とポンプ流路、ヘッド側流路間のラップ長との比率を、油圧シリンダのロッド側、ヘッド側のピストン受圧面積の比率に基づいて設定したことを特徴とする油圧シリンダ用制御弁。
【請求項2】
ピストンの両側にヘッド側油室、ロッド側油室を備えた油圧シリンダに対する油給排制御を行う油圧シリンダ用制御弁において、
該油圧シリンダ用制御弁は、バルブボディに形成されるスプール孔に軸方向移動自在に挿通されるスプールと、スプール孔に連通し、油圧ポンプ、油タンク、油圧シリンダのヘッド側油室、ロッド側油室にそれぞれ接続されるポンプ流路、タンク流路、ヘッド側流路、ロッド側流路とを備え、
前記スプールは、中立位置では前記各流路間を遮断し、中立位置から軸方向一方側に移動した第一作動位置ではポンプ流路とヘッド側流路、およびロッド側流路とタンク流路とを連通し、中立位置から軸方向他方側に移動した第二作動位置ではポンプ流路とロッド側流路、およびヘッド側流路とタンク流路とを連通する構成であるとともに、
スプール中立位置におけるポンプ流路、ロッド側流路間のラップ長とロッド側流路、タンク流路間のラップ長との比率、およびヘッド側流路、タンク流路間のラップ長とポンプ流路、ヘッド側流路間のラップ長との比率を、油圧シリンダのロッド側、ヘッド側のピストン受圧面積の比率、および油圧シリンダに作用する想定外力に基づいて設定したことを特徴とする油圧シリンダ用制御弁。
該油圧シリンダ用制御弁は、バルブボディに形成されるスプール孔に軸方向移動自在に挿通されるスプールと、スプール孔に連通し、油圧ポンプ、油タンク、油圧シリンダのヘッド側油室、ロッド側油室にそれぞれ接続されるポンプ流路、タンク流路、ヘッド側流路、ロッド側流路とを備え、
前記スプールは、中立位置では前記各流路間を遮断し、中立位置から軸方向一方側に移動した第一作動位置ではポンプ流路とヘッド側流路、およびロッド側流路とタンク流路とを連通し、中立位置から軸方向他方側に移動した第二作動位置ではポンプ流路とロッド側流路、およびヘッド側流路とタンク流路とを連通する構成であるとともに、
スプール中立位置におけるポンプ流路、ロッド側流路間のラップ長とロッド側流路、タンク流路間のラップ長との比率、およびヘッド側流路、タンク流路間のラップ長とポンプ流路、ヘッド側流路間のラップ長との比率を、油圧シリンダのロッド側、ヘッド側のピストン受圧面積の比率、および油圧シリンダに作用する想定外力に基づいて設定したことを特徴とする油圧シリンダ用制御弁。
【請求項3】
請求項１または２において、中立位置から各流路間が連通するまでのスプールの移動範囲において、スプール外周面とスプール孔内周面との間のクリアランスを均一に設定するとともに、
スプール中立位置におけるポンプ流路、ロッド側流路間のラップ長とロッド側流路、タンク流路間のラップ長との比率、およびヘッド側流路、タンク流路間のラップ長とポンプ流路、ヘッド側流路間のラップ長との比率を同等に設定したことを特徴とする油圧シリンダ用制御弁。
スプール中立位置におけるポンプ流路、ロッド側流路間のラップ長とロッド側流路、タンク流路間のラップ長との比率、およびヘッド側流路、タンク流路間のラップ長とポンプ流路、ヘッド側流路間のラップ長との比率を同等に設定したことを特徴とする油圧シリンダ用制御弁。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【0001】
本発明は、油圧ショベル等の油圧式作業機械に設けられる油圧シリンダに対する油給排制御を行う油圧シリンダ用制御弁の技術分野に関するものである。
【背景技術】
【0002】
一般に、例えば油圧ショベル等の油圧式作業機械には、油圧シリンダや油圧モータ等の各種油圧アクチュエータや、これら油圧アクチュエータの油圧供給源となる油圧ポンプ、操作具操作に基づいて油圧アクチュエータに対する油給排制御を行う制御弁等が設けられるが、この場合に、前記油圧シリンダとして、ピストンの両側にヘッド側油室、ロッド側油室を備えた複動式の油圧シリンダを用いるとともに、該油圧シリンダ用の制御弁として、スプール孔に軸方向移動自在に挿通されるスプールと、スプール孔に連通し、油圧ポンプ、油タンク、油圧シリンダのヘッド側油室、ロッド側油室にそれぞれ接続されるポンプ流路、タンク流路、ヘッド側流路、ロッド側流路とを備え、スプールの中立位置では前記各流路間を遮断することで油圧シリンダに対する油給排を行わず、スプールが中立位置から軸方向一方側に移動した第一作動位置ではポンプ流路とヘッド側流路、ロッド側流路とタンク流路とをそれぞれ連通することでヘッド側油室への油供給およびロッド側油室からの油排出を行って油圧シリンダを伸長させ、スプールが中立位置から軸方向他方側に移動した第二作動位置ではポンプ流路とロッド側流路、ヘッド側流路とタンク流路とをそれぞれ連通することでロッド側油室への油供給およびヘッド側油室からの油排出を行って油圧シリンダを縮小させるように構成した制御弁が汎用的に用いられている。
このような油圧シリンダ用の制御弁において、スプールが中立位置に位置している状態であっても、スプール外周面とスプール孔内周面との間にはスプールの軸方向移動に必要なクリアランスがあるため、該クリアランスを経由して圧油が高圧側から低圧側にリークする。例えば、油圧ポンプを共用する他の油圧アクチュエータの駆動圧が高圧であると、その駆動圧が制御弁のポンプ流路に入力され、ポンプ流路からスプール外周面とスプール孔内周面との間のクリアランスを経由してヘッド側流路およびロッド側流路にリークし、該リークした圧油が油圧シリンダのヘッド側油室、ロッド側油室に漏れ込むことがある。この場合に、油圧シリンダのヘッド側油室、ロッド側油室に漏れ込む圧油の圧力が同圧であると、ヘッド側、ロッド側のピストン受圧面積の関係（ヘッド側ピストン受圧面積＞ロッド側ピストン受圧面積）から、油圧シリンダの伸長方向に推力が発生して、意図せずに油圧シリンダが伸長方向に作動してしまう惧れがある。また、油圧シリンダに部材重量等の外力が作用していてヘッド側油室或いはロッド側油室に保持圧が発生している状態であると、該保持圧保持側のヘッド側油室或いはロッド側油室の圧油が前記クリアランスから油タンクにリークし、これにより保持圧が低下して油圧シリンダが意図せずに縮小方向或いは伸長方向に作動してしまう惧れもある。そして、このようなスプール中立位置でのリークを起因とする油圧シリンダの作動によって、例えば、作業機械が油圧ショベルの場合、走行中にバケットシリンダが意図せずに（バケット用操作具を操作していないのに）作動したり、ワークツールの操作中にスティックシリンダやバケットシリンダが意図せずに作動してしまうという不具合が発生することがある。
このため、スプール中立位置でのリークによる油圧シリンダ作動の対策として、スプール中立位置時に制御弁と油圧シリンダとの間の圧油の流れを阻止するべくポペット弁等からなるロック弁を設けることが従来から行われている。しかしながら、このようなロック弁を設けることは、部品点数の増加やコストアップの要因となる。
そこで、スプールの中立位置において、ポンプポートとヘッド側ポート（第１の出口ポート）間のリーク量よりもヘッド側ポートとタンクポート間のリーク量が多くなるように寸法設定した制御弁が提唱されている（例えば、特記文献１参照）。
このような油圧シリンダ用の制御弁において、スプールが中立位置に位置している状態であっても、スプール外周面とスプール孔内周面との間にはスプールの軸方向移動に必要なクリアランスがあるため、該クリアランスを経由して圧油が高圧側から低圧側にリークする。例えば、油圧ポンプを共用する他の油圧アクチュエータの駆動圧が高圧であると、その駆動圧が制御弁のポンプ流路に入力され、ポンプ流路からスプール外周面とスプール孔内周面との間のクリアランスを経由してヘッド側流路およびロッド側流路にリークし、該リークした圧油が油圧シリンダのヘッド側油室、ロッド側油室に漏れ込むことがある。この場合に、油圧シリンダのヘッド側油室、ロッド側油室に漏れ込む圧油の圧力が同圧であると、ヘッド側、ロッド側のピストン受圧面積の関係（ヘッド側ピストン受圧面積＞ロッド側ピストン受圧面積）から、油圧シリンダの伸長方向に推力が発生して、意図せずに油圧シリンダが伸長方向に作動してしまう惧れがある。また、油圧シリンダに部材重量等の外力が作用していてヘッド側油室或いはロッド側油室に保持圧が発生している状態であると、該保持圧保持側のヘッド側油室或いはロッド側油室の圧油が前記クリアランスから油タンクにリークし、これにより保持圧が低下して油圧シリンダが意図せずに縮小方向或いは伸長方向に作動してしまう惧れもある。そして、このようなスプール中立位置でのリークを起因とする油圧シリンダの作動によって、例えば、作業機械が油圧ショベルの場合、走行中にバケットシリンダが意図せずに（バケット用操作具を操作していないのに）作動したり、ワークツールの操作中にスティックシリンダやバケットシリンダが意図せずに作動してしまうという不具合が発生することがある。
このため、スプール中立位置でのリークによる油圧シリンダ作動の対策として、スプール中立位置時に制御弁と油圧シリンダとの間の圧油の流れを阻止するべくポペット弁等からなるロック弁を設けることが従来から行われている。しかしながら、このようなロック弁を設けることは、部品点数の増加やコストアップの要因となる。
そこで、スプールの中立位置において、ポンプポートとヘッド側ポート（第１の出口ポート）間のリーク量よりもヘッド側ポートとタンクポート間のリーク量が多くなるように寸法設定した制御弁が提唱されている（例えば、特記文献１参照）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【0003】
【特許文献1】特許第２６３５８３４号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【0004】
前記特許文献１の制御弁は、スプールの中立位置において、他の油圧アクチュエータの駆動圧がポンプポートに入力しても、該ポンプポートからヘッド側ポートへのリーク量よりもヘッド側ポートからタンクポートへのリーク量が多くなるように設定されているから、他の油圧アクチュエータの駆動圧が油圧シリンダのヘッド側油室に流れず、これにより油圧シリンダが意図せずに伸長してしまうことを防止できるようになっている。
しかしながら、特許文献１のものは、ヘッド側のリーク量のみが検討されていて、スプールの中立位置においてポンプポートとロッド側ポート間のリークにより油圧シリンダのロッド側油室に作用する力については何ら検討されておらず、このため、油圧シリンダに縮小方向の推力が発生してしまうことも想定され、この場合には他の油圧アクチュエータの駆動中に油圧シリンダが意図せずに縮小してしまう惧れがあるという問題がある。さらに、特許文献１のものは、油圧シリンダに作用する外力を起因とするリークにより油圧シリンダが伸縮作動してしまうことについては何ら検討されておらず、これらに本発明の解決すべき課題がある。
しかしながら、特許文献１のものは、ヘッド側のリーク量のみが検討されていて、スプールの中立位置においてポンプポートとロッド側ポート間のリークにより油圧シリンダのロッド側油室に作用する力については何ら検討されておらず、このため、油圧シリンダに縮小方向の推力が発生してしまうことも想定され、この場合には他の油圧アクチュエータの駆動中に油圧シリンダが意図せずに縮小してしまう惧れがあるという問題がある。さらに、特許文献１のものは、油圧シリンダに作用する外力を起因とするリークにより油圧シリンダが伸縮作動してしまうことについては何ら検討されておらず、これらに本発明の解決すべき課題がある。
【課題を解決するための手段】
【0005】
本発明は、上記の如き実情に鑑みこれらの課題を解決することを目的として創作されたものであって、請求項１の発明は、ピストンの両側にヘッド側油室、ロッド側油室を備えた油圧シリンダに対する油給排制御を行う油圧シリンダ用制御弁において、該油圧シリンダ用制御弁は、バルブボディに形成されるスプール孔に軸方向移動自在に挿通されるスプールと、スプール孔に連通し、油圧ポンプ、油タンク、油圧シリンダのヘッド側油室、ロッド側油室にそれぞれ接続されるポンプ流路、タンク流路、ヘッド側流路、ロッド側流路とを備え、前記スプールは、中立位置では前記各流路間を遮断し、中立位置から軸方向一方側に移動した第一作動位置ではポンプ流路とヘッド側流路、およびロッド側流路とタンク流路とを連通し、中立位置から軸方向他方側に移動した第二作動位置ではポンプ流路とロッド側流路、およびヘッド側流路とタンク流路とを連通する構成であるとともに、スプール中立位置におけるポンプ流路、ロッド側流路間のラップ長とロッド側流路、タンク流路間のラップ長との比率、およびヘッド側流路、タンク流路間のラップ長とポンプ流路、ヘッド側流路間のラップ長との比率を、油圧シリンダのロッド側、ヘッド側のピストン受圧面積の比率に基づいて設定したことを特徴とする油圧シリンダ用制御弁である。
請求項２の発明は、ピストンの両側にヘッド側油室、ロッド側油室を備えた油圧シリンダに対する油給排制御を行う油圧シリンダ用制御弁において、該油圧シリンダ用制御弁は、バルブボディに形成されるスプール孔に軸方向移動自在に挿通されるスプールと、スプール孔に連通し、油圧ポンプ、油タンク、油圧シリンダのヘッド側油室、ロッド側油室にそれぞれ接続されるポンプ流路、タンク流路、ヘッド側流路、ロッド側流路とを備え、前記スプールは、中立位置では前記各流路間を遮断し、中立位置から軸方向一方側に移動した第一作動位置ではポンプ流路とヘッド側流路、およびロッド側流路とタンク流路とを連通し、中立位置から軸方向他方側に移動した第二作動位置ではポンプ流路とロッド側流路、およびヘッド側流路とタンク流路とを連通する構成であるとともに、スプール中立位置におけるポンプ流路、ロッド側流路間のラップ長とロッド側流路、タンク流路間のラップ長との比率、およびヘッド側流路、タンク流路間のラップ長とポンプ流路、ヘッド側流路間のラップ長との比率を、油圧シリンダのロッド側、ヘッド側のピストン受圧面積の比率、および油圧シリンダに作用する想定外力に基づいて設定したことを特徴とする油圧シリンダ用制御弁である。
請求項３の発明は、請求項１または２において、中立位置から各流路間が連通するまでのスプールの移動範囲において、スプール外周面とスプール孔内周面との間のクリアランスを均一に設定するとともに、スプール中立位置におけるポンプ流路、ロッド側流路間のラップ長とロッド側流路、タンク流路間のラップ長との比率、およびヘッド側流路、タンク流路間のラップ長とポンプ流路、ヘッド側流路間のラップ長との比率を同等に設定したことを特徴とする油圧シリンダ用制御弁である。
請求項２の発明は、ピストンの両側にヘッド側油室、ロッド側油室を備えた油圧シリンダに対する油給排制御を行う油圧シリンダ用制御弁において、該油圧シリンダ用制御弁は、バルブボディに形成されるスプール孔に軸方向移動自在に挿通されるスプールと、スプール孔に連通し、油圧ポンプ、油タンク、油圧シリンダのヘッド側油室、ロッド側油室にそれぞれ接続されるポンプ流路、タンク流路、ヘッド側流路、ロッド側流路とを備え、前記スプールは、中立位置では前記各流路間を遮断し、中立位置から軸方向一方側に移動した第一作動位置ではポンプ流路とヘッド側流路、およびロッド側流路とタンク流路とを連通し、中立位置から軸方向他方側に移動した第二作動位置ではポンプ流路とロッド側流路、およびヘッド側流路とタンク流路とを連通する構成であるとともに、スプール中立位置におけるポンプ流路、ロッド側流路間のラップ長とロッド側流路、タンク流路間のラップ長との比率、およびヘッド側流路、タンク流路間のラップ長とポンプ流路、ヘッド側流路間のラップ長との比率を、油圧シリンダのロッド側、ヘッド側のピストン受圧面積の比率、および油圧シリンダに作用する想定外力に基づいて設定したことを特徴とする油圧シリンダ用制御弁である。
請求項３の発明は、請求項１または２において、中立位置から各流路間が連通するまでのスプールの移動範囲において、スプール外周面とスプール孔内周面との間のクリアランスを均一に設定するとともに、スプール中立位置におけるポンプ流路、ロッド側流路間のラップ長とロッド側流路、タンク流路間のラップ長との比率、およびヘッド側流路、タンク流路間のラップ長とポンプ流路、ヘッド側流路間のラップ長との比率を同等に設定したことを特徴とする油圧シリンダ用制御弁である。
【発明の効果】
【0006】
請求項１の発明とすることにより、スプール中立位置において制御弁のポンプ流路に高圧油が入力しても、制御弁のリークにより油圧シリンダが伸長或いは縮小してしまうことを抑制できる。
請求項２の発明とすることにより、スプール中立位置において制御弁のポンプ流路に高圧油が入力したり、油圧シリンダに部材重量等の外力が作用していても、制御弁のリークにより油圧シリンダが伸長或いは縮小してしまうことを抑制できる。
請求項３の発明とすることにより、ポンプ流路とロッド側流路或いはヘッド側流路間の連通と、タンク流路とヘッド側流路或いはロッド側流路間の連通とを同時的に行う構成にできるとともに、リークによる油圧シリンダの伸縮作動を抑制するためのスプール中立位置におけるラップ長の比率を簡単に求めることができる。
請求項２の発明とすることにより、スプール中立位置において制御弁のポンプ流路に高圧油が入力したり、油圧シリンダに部材重量等の外力が作用していても、制御弁のリークにより油圧シリンダが伸長或いは縮小してしまうことを抑制できる。
請求項３の発明とすることにより、ポンプ流路とロッド側流路或いはヘッド側流路間の連通と、タンク流路とヘッド側流路或いはロッド側流路間の連通とを同時的に行う構成にできるとともに、リークによる油圧シリンダの伸縮作動を抑制するためのスプール中立位置におけるラップ長の比率を簡単に求めることができる。
【図面の簡単な説明】
【0007】
【図1】作業機械の油圧回路の一部概略図である。
【図2】制御弁の構造を示す図である。
【図3】ロッド側油室圧力とヘッド側油室圧力との関係を示すグラフ図である。
【図4】油圧ショベルの側面図である。
【図5】第三の実施の形態におけるヘッド側油室の圧力、ロッド側油室の圧力、ラップ長の比率の組み合わせを示す表図である。
【発明を実施するための形態】
【0008】
以下、本発明の実施の形態について、図面に基づいて説明する。
まず、本発明の第一の実施の形態について説明すると、図１は、油圧式の作業機械（例えば油圧ショベル）に設けられる油圧回路の一部概略図であって、該図１において、１は油圧ポンプ、２は油タンク、３は油圧シリンダ（作業機械が油圧ショベルの場合、例えばバケットシリンダ、スティックシリンダ等）、４は油圧シリンダ３に対する油給排制御を行う制御弁であって、本実施の形態では該制御弁４に本発明が実施されている。前記油圧シリンダ３は、ピストン３ａの両側にヘッド側油室３ｂ、ロッド側油室３ｃを備えた複動式のものであって、前記制御弁４と油圧シリンダ３のヘッド側油室３ｂ、ロッド側油室３ｃとは、それぞれヘッド側アクチュエータライン５、ロッド側アクチュエータライン６を介して接続されている。
尚、油圧ポンプ１は、前記油圧シリンダ３を含め、作業機械に設けられる各種油圧アクチュエータ（作業機械が油圧ショベルの場合、例えば、走行モータ、旋回モータ、ブームシリンダ、作業アタッチメント用油圧アクチュエータ等）の油圧供給源となるものであって、該油圧ポンプ１の吐出ライン８には、図示しないが、各油圧アクチュエータ用の制御弁がそれぞれ前記制御弁４とパラレルとなる状態で接続されている。
まず、本発明の第一の実施の形態について説明すると、図１は、油圧式の作業機械（例えば油圧ショベル）に設けられる油圧回路の一部概略図であって、該図１において、１は油圧ポンプ、２は油タンク、３は油圧シリンダ（作業機械が油圧ショベルの場合、例えばバケットシリンダ、スティックシリンダ等）、４は油圧シリンダ３に対する油給排制御を行う制御弁であって、本実施の形態では該制御弁４に本発明が実施されている。前記油圧シリンダ３は、ピストン３ａの両側にヘッド側油室３ｂ、ロッド側油室３ｃを備えた複動式のものであって、前記制御弁４と油圧シリンダ３のヘッド側油室３ｂ、ロッド側油室３ｃとは、それぞれヘッド側アクチュエータライン５、ロッド側アクチュエータライン６を介して接続されている。
尚、油圧ポンプ１は、前記油圧シリンダ３を含め、作業機械に設けられる各種油圧アクチュエータ（作業機械が油圧ショベルの場合、例えば、走行モータ、旋回モータ、ブームシリンダ、作業アタッチメント用油圧アクチュエータ等）の油圧供給源となるものであって、該油圧ポンプ１の吐出ライン８には、図示しないが、各油圧アクチュエータ用の制御弁がそれぞれ前記制御弁４とパラレルとなる状態で接続されている。
【0009】
前記制御弁４の詳細について、図１、図２に基づいて説明すると、該制御弁４は、バルブボディ１１、該バルブボディ１１に形成されるスプール孔１２に軸方向移動自在に挿通されるスプール１３、該スプール１３を軸方向に移動させる操作手段４ａ（図２には図示せず。また、図１には操作手段として一対のソレノイドを図示したが、これに限定されず、例えばパイロット操作手段等であっても良い）、スプール１３を中立位置Ｎ側に付勢する復帰弾機４ｂ（図２には図示せず）等を備えるとともに、油圧ポンプ１に接続されるポンプポート４ｐ、油タンク２に接続されるタンクポート４ｔ、ヘッド側アクチュエータライン５を介して油圧シリンダ３のヘッド側油室３ｂに接続されるヘッド側ポート４ｈ、ロッド側アクチュエータライン６を介して油圧シリンダ３のロッド側油室３ｃに接続されるロッド側ポート４ｒ（何れのポートも図２には図示せず）を備えて構成されている。さらに、図２に示す如く、制御弁４のバルブボディ１１には、スプール孔１２とポンプポート４ｐとを連通するポンプ流路１４、スプール孔１２とタンクポート４ｔとを連通するタンク流路１５、スプール孔１２とヘッド側ポート４ｈとを連通するヘッド側流路１６、スプール孔１２とロッド側ポート４ｒとを連通するロッド側流路１７が形成されている。そして、制御弁４は、スプール１３の中立位置Ｎ（図２に示すスプール位置）では、前記ポンプ流路１４、タンク流路１５、ヘッド側流路１６、ロッド側流路１７の各流路１４～１７間を遮断して、油圧シリンダ３に対する油給排制御を行わないが、スプール１３が中立位置Ｎから軸方向一方側（図２において左方向）に移動した第一作動位置Ｘでは、ポンプ流路１４とヘッド側流路１６、およびロッド側流路１７とタンク流路１５とを連通してヘッド側油室３ｂへの油供給制御およびロッド側油室３ｃからの油排出制御を行って油圧シリンダ３を伸長させ、また、スプール１３が中立位置Ｎから軸方向他方側（図２において右方向）に移動した第二作動位置Ｙでは、ポンプ流路１４とロッド側流路１７、およびヘッド側流路１６とタンク流路１５とを連通してロッド側油室３ｃへの油供給制御およびヘッド側油室３ｂからの油排出制御を行って油圧シリンダ３を縮小させるように構成されている。尚、本実施の形態において、各流路１４～１７のスプール孔１２に対する連通（開口）箇所は、ポンプ流路１４は、スプール孔１２の軸方向中央部に設けられ、ヘッド側流路１６はポンプ流路１４連通箇所の軸方向一方側に設けられ、ロッド側流路１７はポンプ流路１４連通箇所の軸方向他方側に設けられ、タンク流路１５は、ヘッド側流路１６連通箇所の軸方向一方側およびロッド側流路１７連通箇所の軸方向他方側に設けられている。
【0010】
前記スプール１３の外周面部は、スプール孔１２の内周面に摺接する複数のランド部１３ａ（後述する第一ランド部１３ａ１、第二ランド部１３ａ２を含む）を有しているとともに、これらランド部１３ａ間には、ランド部１３ａよりも小径となる環状溝１３ｂが形成されている。そして、前述したスプール１３の中立位置Ｎでは、第一ランド部１３ａ１によってヘッド側流路１６とポンプ流路１４およびタンク流路１５との間が遮断された状態となっており、第二ランド部１３ａ２によってロッド側流路１７とポンプ流路１４およびタンク流路１５との間が遮断された状態になっているとともに、前記第一、第二ランド部１３ａ１、１３ａ２の軸方向両側部にはノッチ１３ｃが形成されている。そして、前記中立位置Ｎの状態からスプール１３の移動に伴い第一、第二ランド部１３ａ１、１３ａ２が軸方向一方側或いは軸方向他方側に移動することで、ノッチ１３ｃおよび環状溝１３ｂを経由してポンプ流路１４とヘッド側流路１６或いはロッド側流路１７、タンク流路１５とロッド側流路１７或いはヘッド側流路１６とが連通するように構成されている。
【0011】
前述したようにスプール１３の中立位置Ｎでは、第一、第二ランド部１３ａ１、１３ａ２によってヘッド側流路１６、ロッド側流路１７はポンプ流路１４およびタンク流路１５と遮断された状態になっているが、この状態であっても、スプール１３外周面（ランド部１３ａ外周面、以下同様）とスプール孔１２内周面との間にはスプール１３の摺動に必要なクリアランスＳがあるため、該クリアランスＳにより圧油は高圧側から低圧側にリークする。しかして、油圧ポンプ１を圧油供給源として共用する他の油圧アクチュエータ駆動用の高圧油が制御弁４のポンプ流路１４に入力した場合、該高圧油はポンプ流路１４から前記クリアランスＳを経由してヘッド側流路１６、ロッド側流路１７にリークし、さらに、該ヘッド側流路１６、ロッド側流路１７から油圧シリンダ３のヘッド側油室３ｂ、ロッド側油室３ｃに流れるとともに、ヘッド側流路１６、ロッド側流路１７からクリアランスＳを経由してタンク流路１５にリークする。尚、第一の実施の形態では、油圧シリンダ３にピストン３ａをシリンダ伸長側、或いは縮小側に移動させる部材重力等の外力が作用していない場合、或いは作用していないとみなすことができる場合について説明する。
【0012】
ここで、前記スプール１３外周面とスプール孔１２内周面との間のクリアランスＳ（以下、スプールクリアランスＳとも称する）は、少なくとも中立位置Nから各流路１４～１７間（ポンプ流路１４とヘッド側流路１６間、ポンプ流路１４とロッド側流路１７間、タンク流路１５とヘッド側流路１６間、タンク流路１５とロッド側流路１７間）が連通するまでのスプール１３の移動範囲において均一になるように設計されているとともに、ポンプ流路１４、ロッド側流路１７間、ロッド側流路１７、タンク流路１５間、ヘッド側流路１６、タンク流路１５間、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間の各ラップ長Ｌｐｒ、Ｌｒｔ、Ｌｈｔ、Ｌｐｈは、スプール１３の中立位置Ｎにおけるポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとの比率（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）が同等となるように、つまり以下に示す式（１）が成立するように設定される。
Ｌｐｒ：Ｌｒｔ＝Ｌｈｔ：Ｌｐｈ・・・（１）
（Ｌｐｒ／Ｌｒｔ＝Ｌｈｔ／Ｌｐｈ・・・（１））
上記式（１）および以下に示す各式（後述する第二の実施の形態で示す各式を含む。以下同様）において、Ｌｐｒはポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長、Ｌｒｔはロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長、Ｌｈｔはヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長、Ｌｐｈはポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長である。
さらに、本実施の形態では、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈはロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔと同等（Ｌｐｈ＝Ｌｒｔ或いはＬｐｈ≒Ｌｒｔ）に、ポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒはヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと同等（Ｌｐｒ＝Ｌｈｔ或いはＬｐｒ≒Ｌｈｔ）になるように設定されており、これにより、スプール１３が軸方向一方側（第一作動位置Ｘ側）に移動したときには、ポンプ流路１４とヘッド側流路１６とが連通すると同時的にロッド側流路１７とタンク流路１５とが連通し、また、スプール１３が軸方向他方側（第二作動位置Ｙ側）に移動したときには、ポンプ流路１４とロッド側流路１７とが連通すると同時的にヘッド側流路１６とタンク流路１５とが連通するように構成されている。尚、本実施の形態のように、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとが同等となり、ポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒとヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔとが同等となるように設定することで前記式（１）は成立する。
また、前記ラップ長は、スプール１３を中立位置Ｎから軸方向一方側、他方側に移動させたときにヘッド側流路１６、ロッド側流路１７がポンプ流路１４、タンク流路１５に連通するまでのスプール移動ストロークであって、本実施の形態において、ラップ長Ｌｐｈは、スプール１３を中立位置Ｎから軸方向一方側に移動させたときにポンプ流路１４とヘッド側流路１６とが連通するまでのスプール移動ストローク、ラップ長Ｌｐｒは、スプール１３を中立位置Ｎから軸方向他方側に移動させたときにポンプ流路１４とロッド側流路１７とが連通するまでのスプール移動ストローク、ラップ長Ｌｒｔは、スプール１３を中立位置Ｎから軸方向一方側に移動させたときにロッド側流路１７とタンク流路１５とが連通するまでのスプール移動ストローク、ラップ長Ｌｈｔは、スプール１３を中立位置Ｎから軸方向他方側に移動させたときにヘッド側流路１６とタンク流路１５とが連通するまでのスプール移動ストロークである。
Ｌｐｒ：Ｌｒｔ＝Ｌｈｔ：Ｌｐｈ・・・（１）
（Ｌｐｒ／Ｌｒｔ＝Ｌｈｔ／Ｌｐｈ・・・（１））
上記式（１）および以下に示す各式（後述する第二の実施の形態で示す各式を含む。以下同様）において、Ｌｐｒはポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長、Ｌｒｔはロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長、Ｌｈｔはヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長、Ｌｐｈはポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長である。
さらに、本実施の形態では、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈはロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔと同等（Ｌｐｈ＝Ｌｒｔ或いはＬｐｈ≒Ｌｒｔ）に、ポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒはヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと同等（Ｌｐｒ＝Ｌｈｔ或いはＬｐｒ≒Ｌｈｔ）になるように設定されており、これにより、スプール１３が軸方向一方側（第一作動位置Ｘ側）に移動したときには、ポンプ流路１４とヘッド側流路１６とが連通すると同時的にロッド側流路１７とタンク流路１５とが連通し、また、スプール１３が軸方向他方側（第二作動位置Ｙ側）に移動したときには、ポンプ流路１４とロッド側流路１７とが連通すると同時的にヘッド側流路１６とタンク流路１５とが連通するように構成されている。尚、本実施の形態のように、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとが同等となり、ポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒとヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔとが同等となるように設定することで前記式（１）は成立する。
また、前記ラップ長は、スプール１３を中立位置Ｎから軸方向一方側、他方側に移動させたときにヘッド側流路１６、ロッド側流路１７がポンプ流路１４、タンク流路１５に連通するまでのスプール移動ストロークであって、本実施の形態において、ラップ長Ｌｐｈは、スプール１３を中立位置Ｎから軸方向一方側に移動させたときにポンプ流路１４とヘッド側流路１６とが連通するまでのスプール移動ストローク、ラップ長Ｌｐｒは、スプール１３を中立位置Ｎから軸方向他方側に移動させたときにポンプ流路１４とロッド側流路１７とが連通するまでのスプール移動ストローク、ラップ長Ｌｒｔは、スプール１３を中立位置Ｎから軸方向一方側に移動させたときにロッド側流路１７とタンク流路１５とが連通するまでのスプール移動ストローク、ラップ長Ｌｈｔは、スプール１３を中立位置Ｎから軸方向他方側に移動させたときにヘッド側流路１６とタンク流路１５とが連通するまでのスプール移動ストロークである。
【0013】
そして、前記式（１）が成立するように設定することにより、スプール１３の中立位置Ｎにおけるポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとの比率（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）を、油圧シリンダ３のロッド側ピストン受圧面積Ａｒとヘッド側ピストン受圧面積Ａｈとの比率（Ａｒ：Ａｈ）に基づいて求めることができるとともに、該求めた比率となるように各ラップ長Ｌｐｒ、Ｌｒｔ、Ｌｈｔ、Ｌｐｈの値を設定することで、スプール１３の中立位置Ｎにおいて、スプールクリアランスＳを経由してポンプ流路１４の圧油がヘッド側流路１６、ロッド側流路１７にリークしても、該リーク油により油圧シリンダ３が伸長或いは縮小してしまうことを抑制できるが、これについて以下に説明する。
まず、油圧シリンダ３のピストン３ａに作用するシリンダ伸長側の推力（ヘッド側推力）Ｆｈは下記の式（２）で表され、シリンダ縮小側の推力（ロッド側推力）Ｆｒは下記の式（３）で表される。
Ｆｈ＝Ｐｈ×Ａｈ ・・・（２）
Ｆｒ＝Ｐｒ×Ａｒ ・・・（３）
上記式（２）、（３）および以下に示す各式において、Ｆｈはシリンダ伸長側推力、Ｐｈはヘッド側油室３ｂの圧力、Ａｈはヘッド側ピストン受圧面積、Ｆｒはシリンダ縮小側推力、Ｐｒはロッド側油室３ｃの圧力、Ａｒはロッド側ピストン受圧面積である。
そして、シリンダ伸長側推力Ｆｈとシリンダ縮小側推力Ｆｒとが等しい（Ｆｈ＝Ｆｒ）場合、つまり以下の式（４）が成立する場合には両方の推力Ｆｈ、Ｆｒが釣り合って油圧シリンダ３は伸縮しないことになる。
Ｐｈ×Ａｈ＝Ｐｒ×Ａｒ ・・・（４）
さらに、上記式（４）から、シリンダ伸長側推力Ｆｈとシリンダ縮小側推力Ｆｒとが釣り合う（等しくなる）ための、ヘッド側油室３ｂの圧力Ｐｈとロッド側油室３ｃの圧力Ｐｒとの関係を示す式（５）が導かれる。
Ｐｈ＝（Ａｒ／Ａｈ）×Ｐｒ ・・・（５）
ここで、上記式（５）における「Ａｒ／Ａｈ」は、ロッド側ピストン受圧面積Ａｒとヘッド側ピストン受圧面積Ａｈとの比率であって、油圧シリンダ３固有の値である。また、上記式（５）の関係を示すグラフを図３に実線で示すが、ヘッド側油室３ｂの圧力Ｐｈとロッド側油室３ｃの圧力Ｐｒとは、傾き（比例定数）を「Ａｒ／Ａｈ」とし、切片を「０」とする一次関数の関係（比例関係）となる。尚、ロッド側ピストン受圧面積Ａｒとヘッド側ピストン受圧面積Ａｈとの比率「Ａｒ／Ａｈ」を、以下の説明および式では「ａ」（ａ＝Ａｒ／Ａｈ）と称することもある。
まず、油圧シリンダ３のピストン３ａに作用するシリンダ伸長側の推力（ヘッド側推力）Ｆｈは下記の式（２）で表され、シリンダ縮小側の推力（ロッド側推力）Ｆｒは下記の式（３）で表される。
Ｆｈ＝Ｐｈ×Ａｈ ・・・（２）
Ｆｒ＝Ｐｒ×Ａｒ ・・・（３）
上記式（２）、（３）および以下に示す各式において、Ｆｈはシリンダ伸長側推力、Ｐｈはヘッド側油室３ｂの圧力、Ａｈはヘッド側ピストン受圧面積、Ｆｒはシリンダ縮小側推力、Ｐｒはロッド側油室３ｃの圧力、Ａｒはロッド側ピストン受圧面積である。
そして、シリンダ伸長側推力Ｆｈとシリンダ縮小側推力Ｆｒとが等しい（Ｆｈ＝Ｆｒ）場合、つまり以下の式（４）が成立する場合には両方の推力Ｆｈ、Ｆｒが釣り合って油圧シリンダ３は伸縮しないことになる。
Ｐｈ×Ａｈ＝Ｐｒ×Ａｒ ・・・（４）
さらに、上記式（４）から、シリンダ伸長側推力Ｆｈとシリンダ縮小側推力Ｆｒとが釣り合う（等しくなる）ための、ヘッド側油室３ｂの圧力Ｐｈとロッド側油室３ｃの圧力Ｐｒとの関係を示す式（５）が導かれる。
Ｐｈ＝（Ａｒ／Ａｈ）×Ｐｒ ・・・（５）
ここで、上記式（５）における「Ａｒ／Ａｈ」は、ロッド側ピストン受圧面積Ａｒとヘッド側ピストン受圧面積Ａｈとの比率であって、油圧シリンダ３固有の値である。また、上記式（５）の関係を示すグラフを図３に実線で示すが、ヘッド側油室３ｂの圧力Ｐｈとロッド側油室３ｃの圧力Ｐｒとは、傾き（比例定数）を「Ａｒ／Ａｈ」とし、切片を「０」とする一次関数の関係（比例関係）となる。尚、ロッド側ピストン受圧面積Ａｒとヘッド側ピストン受圧面積Ａｈとの比率「Ａｒ／Ａｈ」を、以下の説明および式では「ａ」（ａ＝Ａｒ／Ａｈ）と称することもある。
【0014】
一方、前述したように、スプール１３外周面とスプール孔１２内周面との間のクリアランスＳは、少なくとも中立位置Nから各流路１４～１７間が連通するまでのスプール１３の移動範囲において均一になるように設計されているが、該スプールクリアランスＳが均一な場合、環状隙間流れの式により、各流路１４～１７間の圧力損失とラップ長との関係は、ポンプ流路１４、ロッド側流路１７間の圧力損失ΔＰｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間の圧力損失ΔＰｒｔとの比率（ΔＰｐｒ：ΔＰｒｔ）は、ポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）に等しくなり、また、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間の圧力損失ΔＰｐｈと、ヘッド側流路１６、タンク流路１５間の圧力損失ΔＰｈｔとの比率（ΔＰｐｈ：ΔＰｈｔ）は、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈと、ヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔとの比率（Ｌｐｈ：Ｌｈｔ）に等しくなる、つまり下記の式（６）、（７）が成立する関係となる。
ΔＰｐｒ：ΔＰｒｔ＝Ｌｐｒ：Ｌｒｔ ・・・（６）
ΔＰｐｈ：ΔＰｈｔ＝Ｌｐｈ：Ｌｈｔ ・・・（７）
上記式（６）、（７）および以下に示す各式において、ΔＰｐｒはポンプ流路１４、ロッド側流路１７間の圧力損失、ΔＰｒｔはロッド側流路１７、タンク流路１５間の圧力損失、ΔＰｐｈはポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間の圧力損失、ΔＰｈｔはヘッド側流路１６、タンク流路１５間の圧力損失である。
しかして、前記式（１）が成立するようにラップ長Ｌｐｒ、Ｌｒｔ、Ｌｈｔ、Ｌｐｈを設定した場合には、式（１）と前記式（６）、（７）とから下記の式（８）が導かれる。
ΔＰｐｒ：ΔＰｒｔ＝ΔＰｈｔ：ΔＰｐｈ ・・・（８）
また、タンク圧を「０（ゼロ）」とみなすと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間の圧力損失ΔＰｒｔはロッド側油室３ｃの圧力Ｐｒと等しく（ΔＰｒｔ＝Ｐｒ）、ヘッド側流路１６、タンク流路１５間の圧力損失ΔＰｈｔはヘッド側油室３ｂの圧力Ｐｈと等しい（ΔＰｈｔ＝Ｐｈ）とみなすことができるから、スプール１３の中立位置Ｎにおいて、ポンプ流路１４の圧力がＰｐの場合、前記式（６）、（７）から下記の式（９）、（１０）が導かれ、さらにこれら式（９）、（１０）と前記式（８）とから下記の式（１１）が導かれる。
（Ｐｐ－Ｐｒ）：Ｐｒ＝Ｌｐｒ：Ｌｒｔ ・・・（９）
（Ｐｐ－Ｐｈ）：Ｐｈ＝Ｌｐｈ：Ｌｈｔ ・・・（１０）
（Ｐｐ－Ｐｒ）／Ｐｒ＝Ｐｈ／（Ｐｐ－Ｐｈ）・・・（１１）
上記式（９）、（１０）、（１１）および以下に示す各式において、Ｐｐはポンプ流路１４の圧力である。
ΔＰｐｒ：ΔＰｒｔ＝Ｌｐｒ：Ｌｒｔ ・・・（６）
ΔＰｐｈ：ΔＰｈｔ＝Ｌｐｈ：Ｌｈｔ ・・・（７）
上記式（６）、（７）および以下に示す各式において、ΔＰｐｒはポンプ流路１４、ロッド側流路１７間の圧力損失、ΔＰｒｔはロッド側流路１７、タンク流路１５間の圧力損失、ΔＰｐｈはポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間の圧力損失、ΔＰｈｔはヘッド側流路１６、タンク流路１５間の圧力損失である。
しかして、前記式（１）が成立するようにラップ長Ｌｐｒ、Ｌｒｔ、Ｌｈｔ、Ｌｐｈを設定した場合には、式（１）と前記式（６）、（７）とから下記の式（８）が導かれる。
ΔＰｐｒ：ΔＰｒｔ＝ΔＰｈｔ：ΔＰｐｈ ・・・（８）
また、タンク圧を「０（ゼロ）」とみなすと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間の圧力損失ΔＰｒｔはロッド側油室３ｃの圧力Ｐｒと等しく（ΔＰｒｔ＝Ｐｒ）、ヘッド側流路１６、タンク流路１５間の圧力損失ΔＰｈｔはヘッド側油室３ｂの圧力Ｐｈと等しい（ΔＰｈｔ＝Ｐｈ）とみなすことができるから、スプール１３の中立位置Ｎにおいて、ポンプ流路１４の圧力がＰｐの場合、前記式（６）、（７）から下記の式（９）、（１０）が導かれ、さらにこれら式（９）、（１０）と前記式（８）とから下記の式（１１）が導かれる。
（Ｐｐ－Ｐｒ）：Ｐｒ＝Ｌｐｒ：Ｌｒｔ ・・・（９）
（Ｐｐ－Ｐｈ）：Ｐｈ＝Ｌｐｈ：Ｌｈｔ ・・・（１０）
（Ｐｐ－Ｐｒ）／Ｐｒ＝Ｐｈ／（Ｐｐ－Ｐｈ）・・・（１１）
上記式（９）、（１０）、（１１）および以下に示す各式において、Ｐｐはポンプ流路１４の圧力である。
【0015】
次に、前記（１）の式が成立するように設定した場合に、油圧シリンダ３に作用するシリンダ伸長側推力Ｆｈとシリンダ縮小側推力Ｆｒとが釣り合う時のロッド側油室３ｃの圧力Ｐｒとポンプ流路１４の圧力Ｐｐとの関係を求めるべく、前記式（１１）に前記式（５）を当てはめて整理すると、下記の式（１２）が導かれる。
Ｐｒ＝Ｐｐ／（ａ＋１） ・・・（１２）
上記式（１２）および以下に示す各式において、ａはロッド側ピストン受圧面積Ａｒとヘッド側ピストン受圧面積Ａｈとの比率「Ａｒ／Ａｈ」（ａ＝Ａｒ／Ａｈ）である。
さらに、前記式（１２）と式（９）とを用いて、ポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）を求めると、下記の式（１３）が得られる。
Ｌｐｒ：Ｌｒｔ＝ａ：１＝Ａｒ：Ａｈ ・・・（１３）
しかして、前記式（１）が成立するように、つまり、スプール１３の中立位置Ｎにおけるポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとの比率（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）が等しくなるように設定するとともに、油圧シリンダ３に作用するシリンダ伸長側推力Ｆｈとシリンダ縮小側推力Ｆｒとが釣り合うよう、これら比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）を、前記式（１３）に示されるように、つまり、ロッド側ピストン受圧面積Ａｒとヘッド側ピストン受圧面積Ａｈとの比率（Ａｒ：Ａｈ）と等しくなるように設定することによって、スプール１３の中立位置Ｎにおいて、ポンプ流路１４に入力した高圧油がスプールクリアランスＳを経由してヘッド側流路１６、ロッド側流路１７にリークしても、該リーク油により油圧シリンダ３が伸長或いは縮小してしまうことを防止できることになる。
尚、第一の実施の形態は、前述したように油圧シリンダ３のピストン３ａにシリンダ伸長方向およびシリンダ縮小方向の外力が作用していない場合、或いは作用していないとみなすことができる場合であるが、この場合は、前記式（１３）で示されるように、ラップ長の比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）の設定にはポンプ流路１４の圧力Ｐｐは関与しない。つまり、ポンプ流路１４に入力される圧力Ｐｐに関わらず、前述したようにラップ長の比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）を、ロッド側ピストン受圧面積Ａｒとヘッド側ピストン受圧面積Ａｈとの比率（Ａｒ：Ａｈ）と等しくなるように設定することで、ポンプ流路１４からのリーク油により油圧シリンダ３が伸長或いは縮小してしまうことを防止できることになる。
Ｐｒ＝Ｐｐ／（ａ＋１） ・・・（１２）
上記式（１２）および以下に示す各式において、ａはロッド側ピストン受圧面積Ａｒとヘッド側ピストン受圧面積Ａｈとの比率「Ａｒ／Ａｈ」（ａ＝Ａｒ／Ａｈ）である。
さらに、前記式（１２）と式（９）とを用いて、ポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）を求めると、下記の式（１３）が得られる。
Ｌｐｒ：Ｌｒｔ＝ａ：１＝Ａｒ：Ａｈ ・・・（１３）
しかして、前記式（１）が成立するように、つまり、スプール１３の中立位置Ｎにおけるポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとの比率（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）が等しくなるように設定するとともに、油圧シリンダ３に作用するシリンダ伸長側推力Ｆｈとシリンダ縮小側推力Ｆｒとが釣り合うよう、これら比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）を、前記式（１３）に示されるように、つまり、ロッド側ピストン受圧面積Ａｒとヘッド側ピストン受圧面積Ａｈとの比率（Ａｒ：Ａｈ）と等しくなるように設定することによって、スプール１３の中立位置Ｎにおいて、ポンプ流路１４に入力した高圧油がスプールクリアランスＳを経由してヘッド側流路１６、ロッド側流路１７にリークしても、該リーク油により油圧シリンダ３が伸長或いは縮小してしまうことを防止できることになる。
尚、第一の実施の形態は、前述したように油圧シリンダ３のピストン３ａにシリンダ伸長方向およびシリンダ縮小方向の外力が作用していない場合、或いは作用していないとみなすことができる場合であるが、この場合は、前記式（１３）で示されるように、ラップ長の比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）の設定にはポンプ流路１４の圧力Ｐｐは関与しない。つまり、ポンプ流路１４に入力される圧力Ｐｐに関わらず、前述したようにラップ長の比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）を、ロッド側ピストン受圧面積Ａｒとヘッド側ピストン受圧面積Ａｈとの比率（Ａｒ：Ａｈ）と等しくなるように設定することで、ポンプ流路１４からのリーク油により油圧シリンダ３が伸長或いは縮小してしまうことを防止できることになる。
【0016】
ここで、前記ラップ長の設定について、具体的な数字を挙げて例示する。例えば、油圧シリンダ３のロッド側ピストン受圧面積Ａｒが「７０００（ｍｍ２）」、ヘッド側ピストン受圧面積Ａｈが「１４０００（ｍｍ２）」の場合、つまりロッド側ピストン受圧面積Ａｒとヘッド側ピストン受圧面積Ａｈとの比率「Ａｒ：Ａｈ」が「１：２」の場合は、スプール１３の中立位置Ｎにおけるポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとの比率（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）を「１：２」に設定する（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ＝Ｌｈｔ：Ｌｐｈ＝Ａｒ：Ａｈ＝１：２）。さらに、該比率に基づいて、各ラップ長Ｌｐｒ、Ｌｒｔ、Ｌｈｔ、Ｌｐｈの長さを具体的に、例えば、ポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒ、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔを「１０ｍｍ」、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔ、およびポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈを「２０ｍｍ」に設定する。このものにおいて、スプール１３が中立位置Ｎのときにポンプ流路１４に例えば９ＭＰａの圧力が入力した場合、前記式（９）、（１０）によりロッド側油室３ｃの圧力は６ＭＰに、ヘッド側油室３ｂの圧力は３ＭＰａになるとともに、式（２）、（３）によりシリンダ縮小側推力Ｆｒは（Ｆｒ＝６（ＭＰａ）×７０００（ｍｍ２）＝４２０００（Ｎ））となり、シリンダ伸長側推力Ｆｈは（Ｆｈ＝３（ＭＰａ）×１４０００（ｍｍ２）＝４２０００（Ｎ））となるから、シリンダ縮小側推力Ｆｒとシリンダ伸長側推力Ｆｈとが等しくなり、しかして両側の推力Ｆｒ、Ｆｈが釣りあって油圧シリンダ３は縮小方向にも伸長方向にも作動しないことになる。
【0017】
叙述の如く構成された第一の実施の形態において、制御弁４は、ピストン３ａの両側にヘッド側油室３ｂ、ロッド側油室３ｃを備えた油圧シリンダ３に対する油給排制御を行うものであって、バルブボディ１１に形成されるスプール孔１２に軸方向移動自在に挿通されるスプール１３と、スプール孔１２に連通し、油圧ポンプ１、油タンク２、油圧シリンダ３のヘッド側油室３ｂ、ロッド側油室３ｃにそれぞれ接続されるポンプ流路１４、タンク流路１５、ヘッド側流路１６、ロッド側流路１７とを備えており、そして、スプール１３の中立位置Ｎでは上記各流路１４～１７間を遮断し、中立位置Ｎから軸方向一方側に移動した第一作動位置Ｘではポンプ流路１４とヘッド側流路１６、およびロッド側流路１７とタンク流路１５とを連通し、中立位置Ｎから軸方向他方側に移動した第二作動位置Ｙではポンプ流路１４とロッド側流路１７、およびヘッド側流路１６とタンク流路１５とを連通するように構成されるが、さらにこのものは、スプール１３の中立位置Ｎにおけるポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとの比率（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）が、油圧シリンダ３のロッド側、ヘッド側のピストン受圧面積Ａｒ、Ａｈの比率（Ａｒ：Ａｈ）に基づいて設定されている。そして、このように油圧シリンダ３のロッド側、ヘッド側のピストン受圧面積Ａｒ、Ａｈの比率に基づいて制御弁４のラップ長Ｌｐｒ、Ｌｒｔ、Ｌｈｔ、Ｌｐｈの比率を設定することによって、スプール１３の中立位置Ｎにおいてポンプ流路１４に入力した圧油がスプールクリアランスＳを経由してヘッド側流路１６、ロッド側流路１７から油圧シリンダ３のヘッド側油室３ｂ、ロッド側油室３ｃにリークしても、ヘッド側油室３ｂ、ロッド側油室３ｃの圧力を、油圧シリンダ３のピストン３ａに作用するシリンダ伸長側、縮小側の推力が同等となるように制御できることになる。これにより、スプール１３の中立位置Ｎにおいて、ポンプ流路１４に入力した高圧油がスプールクリアランスＳを経由して油圧シリンダ３のヘッド側油室３ｂ、ロッド側油室３ｃにリークしても、該リーク油により油圧シリンダ３が伸長或いは縮小してしまうことを抑制できる。
【0018】
このものにおいて、中立位置Ｎから各流路１４～１７間が連通するまでのスプール１３の移動範囲において、スプール１３外周面とスプール孔１２内周面との間のクリアランスＳは均一に設定されるとともに、スプール１３中立位置Ｎにおけるポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとの比率（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）は同等に設定されており、これにより、ポンプ流路１４とロッド側流路１７或いはヘッド側流路１６間の連通と、タンク流路１５とヘッド側流路１６或いはロッド側流路１７間の連通とを同時的に行う構成にできるとともに、油圧シリンダ３の縮小側推力Ｆｒと伸長側推力Ｆｈとが釣り合うための、スプール中立位置Ｎにおける前記ラップ長の比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）を、ロッド側ピストン受圧面積Ａｒとヘッド側ピストン受圧面積Ａｈとの比率（Ａｒ：Ａｈ）に基づいて簡単に求めることができる。そして、本実施の形態のように、油圧シリンダ３に伸長方向或いは縮小方向の外力が作用していない（或いは作用していないとみなすことができる）場合には、前述したように、前記ラップ長の比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）を、油圧シリンダ３のロッド側ピストン受圧面積Ａｒとヘッド側ピストン受圧面積Ａｈとの比率（Ａｒ：Ａｈ）と同等に設定することで、ポンプ流路１４に入力される圧力Ｐｐに関わらず、油圧シリンダ３の縮小側推力Ｆｒと伸長側推力Ｆｈとを釣り合うように制御できることになって、油圧シリンダ３が伸長或いは縮小してしまうことを確実に抑制できる。
【0019】
次いで、本発明の第二の実施の形態について説明する。尚、第二の実施の形態において、前述した第一の実施の形態と共通するもの（同様のもの）については同一の符号を付すとともに説明を省略する。また、図１～図３は、第一の実施の形態のものを共用する。
第二の実施の形態の制御弁４は、第一の実施の形態と同様に油圧シリンダ３に対する油給排制御を行うものであって、後述するラップ長の設定を除くと第一の実施の形態の制御弁４と同様の構造をしており、軸方向移動自在なスプール１３、ポンプ流路１４、タンク流路１５、ヘッド側流路１６、ロッド側流路１７等を備えて構成されている。一方、油圧シリンダ３は、第一の実施の形態と同様にピストン３ａの両側にヘッド側油室３ｂ、ロッド側油室３ｃを備えた複動式のものであるが、第二の実施の形態の油圧シリンダ３には、制御弁４のスプール１３が中立位置Ｎに位置している状態で、ピストン３ａを伸長方向、或いは縮小方向に移動させる部材重力等の外力が作用している。例えば、図４に作業機械の一例としての油圧ショベル１９を示すが、該油圧ショベル１９において、バケット２０を地面から持ち上げた状態で走行する場合、バケット２０を揺動させるためのバケットシリンダ２１（第二の実施の形態の油圧シリンダ３に相当する）には、バケット２０の重量（バケット２０に土砂等の積載物が積載されている場合には該積載物の重量を含む）による重力Ｇによってバケットシリンダ２１を縮小させる方向の外力が作用する。また、バケットシリンダ２１は、走行モータ（図示せず）と油圧供給源（油圧ポンプ）を共用しており、これにより、バケット２０を地面から持ち上げた状態で走行する場合には、バケットシリンダ２１用の制御弁４のポンプ流路１４に走行に必要なポンプ圧が入力されるが、該入力圧力が制御弁４のスプールクリアランスＳを経由してバケットシリンダ３のヘッド側油室３ｂ、ロッド側油室３ｃにリークし、バケットシリンダ２１を伸縮させる力として作用する。このように、油圧シリンダ３（バケットシリンダ２１）に部材重量等の外力が作用しており、さらに制御弁４のポンプ流路１４に高圧油が入力されても、油圧シリンダ３が意図せずに（油圧シリンダ３用操作具を操作していない状態で）伸縮してしまうことを防止できるように、第二の実施の形態では、制御弁４のラップ長が以下のように設定されている。尚、図４において、２２は油圧ショベル１９の下部走行体、２３は下部走行体２２に旋回自在に指示される上部旋回体、２４は基端側が上部旋回体２３に揺動自在に支持されるブーム、２５は基端部がブーム２４の先端部に揺動自在に支持され、先端部に前記バケット２０が揺動自在に取り付けられるスティックである。
第二の実施の形態の制御弁４は、第一の実施の形態と同様に油圧シリンダ３に対する油給排制御を行うものであって、後述するラップ長の設定を除くと第一の実施の形態の制御弁４と同様の構造をしており、軸方向移動自在なスプール１３、ポンプ流路１４、タンク流路１５、ヘッド側流路１６、ロッド側流路１７等を備えて構成されている。一方、油圧シリンダ３は、第一の実施の形態と同様にピストン３ａの両側にヘッド側油室３ｂ、ロッド側油室３ｃを備えた複動式のものであるが、第二の実施の形態の油圧シリンダ３には、制御弁４のスプール１３が中立位置Ｎに位置している状態で、ピストン３ａを伸長方向、或いは縮小方向に移動させる部材重力等の外力が作用している。例えば、図４に作業機械の一例としての油圧ショベル１９を示すが、該油圧ショベル１９において、バケット２０を地面から持ち上げた状態で走行する場合、バケット２０を揺動させるためのバケットシリンダ２１（第二の実施の形態の油圧シリンダ３に相当する）には、バケット２０の重量（バケット２０に土砂等の積載物が積載されている場合には該積載物の重量を含む）による重力Ｇによってバケットシリンダ２１を縮小させる方向の外力が作用する。また、バケットシリンダ２１は、走行モータ（図示せず）と油圧供給源（油圧ポンプ）を共用しており、これにより、バケット２０を地面から持ち上げた状態で走行する場合には、バケットシリンダ２１用の制御弁４のポンプ流路１４に走行に必要なポンプ圧が入力されるが、該入力圧力が制御弁４のスプールクリアランスＳを経由してバケットシリンダ３のヘッド側油室３ｂ、ロッド側油室３ｃにリークし、バケットシリンダ２１を伸縮させる力として作用する。このように、油圧シリンダ３（バケットシリンダ２１）に部材重量等の外力が作用しており、さらに制御弁４のポンプ流路１４に高圧油が入力されても、油圧シリンダ３が意図せずに（油圧シリンダ３用操作具を操作していない状態で）伸縮してしまうことを防止できるように、第二の実施の形態では、制御弁４のラップ長が以下のように設定されている。尚、図４において、２２は油圧ショベル１９の下部走行体、２３は下部走行体２２に旋回自在に指示される上部旋回体、２４は基端側が上部旋回体２３に揺動自在に支持されるブーム、２５は基端部がブーム２４の先端部に揺動自在に支持され、先端部に前記バケット２０が揺動自在に取り付けられるスティックである。
【0020】
まず、第二の実施の形態においても、前記第一の実施の形態と同様に、スプール１３外周面とスプール孔１２内周面との間のクリアランスＳは、少なくとも中立位置Nから各流路１４～１７間（ポンプ流路１４とヘッド側流路１６間、ポンプ流路１４とロッド側流路１７間、タンク流路１５とヘッド側流路１６間、タンク流路１５とロッド側流路１７間）が連通するまでのスプール１３の移動範囲において均一になるように設計されているとともに、スプール１３の中立位置Ｎにおけるポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとの比率（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）が同等となるように、つまり第一の実施の形態で説明した前述の式（１）が成立するように設定する。
さらに、第二の実施の形態においても、第一の実施の形態と同様に、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈはロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔと同等（Ｌｐｈ＝Ｌｒｔ或いはＬｐｈ≒Ｌｒｔ）に、ポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒはヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと同等（Ｌｐｒ＝Ｌｈｔ或いはＬｐｒ≒Ｌｈｔ）になるように設定されており、これにより、スプール１３が軸方向一方側（第一作動位置Ｘ側）に移動したときには、ポンプ流路１４とヘッド側流路１６とが連通すると同時的にロッド側流路１７とタンク流路１５とが連通し、また、スプール１３が軸方向他方側（第二作動位置Ｙ側）に移動したときには、ポンプ流路１４とロッド側流路１７とが連通すると同時的にヘッド側流路１６とタンク流路１５とが連通するように構成されている。
さらに、第二の実施の形態においても、第一の実施の形態と同様に、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈはロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔと同等（Ｌｐｈ＝Ｌｒｔ或いはＬｐｈ≒Ｌｒｔ）に、ポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒはヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと同等（Ｌｐｒ＝Ｌｈｔ或いはＬｐｒ≒Ｌｈｔ）になるように設定されており、これにより、スプール１３が軸方向一方側（第一作動位置Ｘ側）に移動したときには、ポンプ流路１４とヘッド側流路１６とが連通すると同時的にロッド側流路１７とタンク流路１５とが連通し、また、スプール１３が軸方向他方側（第二作動位置Ｙ側）に移動したときには、ポンプ流路１４とロッド側流路１７とが連通すると同時的にヘッド側流路１６とタンク流路１５とが連通するように構成されている。
【0021】
一方、第二の実施の形態において、油圧シリンダ３のピストン３ａに作用するシリンダ伸長側推力（ヘッド側推力）Ｆｈ、シリンダ縮小側推力（ロッド側推力）Ｆｒは、第一の実施の形態と同様に前記式（２）、（３）で表されるが、第二の実施の形態では、油圧シリンダ３にピストン３ａを移動させる部材重力等の外力が作用しているため、油圧シリンダ３が伸縮しないためには、シリンダ伸長側推力Ｆｈ、シリンダ縮小側推力Ｆｒの差Ｆｃ（Ｆｃ＝Ｆｈ－Ｆｒ）と外力とが釣り合う、つまり、下記の式（１５）が成立する必要がある。尚、前記シリンダ伸長側推力Ｆｈとシリンダ縮小側推力Ｆｒの差Ｆｃを、以下、シリンダ推力Ｆｃと称する場合もある。該シリンダ推力Ｆｃは、シリンダ縮小方向に「正」の値の外力Ｆｅが作用している場合には「正」の値となり、シリンダ伸長方向に「正」の値の外力Ｆｅが作用している場合には「負」の値となるが、ここでは、シリンダ縮小方向に「正」の値の外力Ｆｅが作用している場合を例にとって説明する。
Ｆｃ＝Ｆｈ－Ｆｒ＝Ｐｈ×Ａｈ－Ｐｒ×Ａｒ＝Ｆｅ・・・（１５）
上記式（１５）および以下に示す各式において、Ｆｃはシリンダ推力、Ｆｅはピストン３ａに作用するシリンダ縮小方向の想定外力である。尚、想定外力Ｆｅは、部材（例えば前述したバケット２０）の重量や積載物の重量、或いは油圧シリンダ３の軸方向と重力方向とのなす角度等に基づいて予め設定される。
さらに、上記式（１５）から、シリンダ推力Ｆｃと想定外力Ｆｅとが釣り合う（等しくなる）ための、ヘッド側油室３ｂの圧力Ｐｈとロッド側油室３ｃの圧力Ｐｒとの関係を示す式（１６）が導かれる。
Ｐｈ＝（Ａｒ／Ａｈ）×Ｐｒ＋（Ｆｅ／Ａｈ） ・・・（１６）
ここで、上記式（１６）における「Ａｒ／Ａｈ」は、ロッド側ピストン受圧面積Ａｒとヘッド側ピストン受圧面積Ａｈとの比率であって、油圧シリンダ３固有の値であり、「Ｆｅ／Ａｈ」は想定外力Ｆｅをヘッド側ピストン受圧面積Ａｈで除した値である。また、上記式（１６）の関係を示すグラフを図３に鎖線で示すが、ヘッド側油室３ｂの圧力Ｐｈとロッド側油室３ｃの圧力Ｐｒとは、傾きを「Ａｒ／Ａｈ」とし、切片を「Ｆｅ／Ａｈ」とする一次関数の関係となる。尚、ロッド側ピストン受圧面積Ａｒとヘッド側ピストン受圧面積Ａｈとの比率「Ａｒ／Ａｈ」を、以下の説明および式では「ａ」（ａ＝Ａｒ／Ａｈ）と称し、想定外力Ｆｅをヘッド側ピストン受圧面積Ａｈで除した値「Ｆｅ／Ａｈ」を、以下の説明および式では「ｂ」（ｂ＝Ｆｅ／Ａｈ）と称する場合もある。また、ヘッド側ピストン受圧面積Ａｈは、ロッド側ピストン受圧面積Ａｒとヘッド側ピストン受圧面積Ａｈとの比率「ａ」とロッド側ピストン受圧面積Ａｒとで表すことができるから、「ｂ」を「ａ」とロッド側受圧面積Ａｒと想定外力Ｆｅとを用いて表すこともできる（ｂ＝ａ×Ｆｅ／Ａｒ）。
Ｆｃ＝Ｆｈ－Ｆｒ＝Ｐｈ×Ａｈ－Ｐｒ×Ａｒ＝Ｆｅ・・・（１５）
上記式（１５）および以下に示す各式において、Ｆｃはシリンダ推力、Ｆｅはピストン３ａに作用するシリンダ縮小方向の想定外力である。尚、想定外力Ｆｅは、部材（例えば前述したバケット２０）の重量や積載物の重量、或いは油圧シリンダ３の軸方向と重力方向とのなす角度等に基づいて予め設定される。
さらに、上記式（１５）から、シリンダ推力Ｆｃと想定外力Ｆｅとが釣り合う（等しくなる）ための、ヘッド側油室３ｂの圧力Ｐｈとロッド側油室３ｃの圧力Ｐｒとの関係を示す式（１６）が導かれる。
Ｐｈ＝（Ａｒ／Ａｈ）×Ｐｒ＋（Ｆｅ／Ａｈ） ・・・（１６）
ここで、上記式（１６）における「Ａｒ／Ａｈ」は、ロッド側ピストン受圧面積Ａｒとヘッド側ピストン受圧面積Ａｈとの比率であって、油圧シリンダ３固有の値であり、「Ｆｅ／Ａｈ」は想定外力Ｆｅをヘッド側ピストン受圧面積Ａｈで除した値である。また、上記式（１６）の関係を示すグラフを図３に鎖線で示すが、ヘッド側油室３ｂの圧力Ｐｈとロッド側油室３ｃの圧力Ｐｒとは、傾きを「Ａｒ／Ａｈ」とし、切片を「Ｆｅ／Ａｈ」とする一次関数の関係となる。尚、ロッド側ピストン受圧面積Ａｒとヘッド側ピストン受圧面積Ａｈとの比率「Ａｒ／Ａｈ」を、以下の説明および式では「ａ」（ａ＝Ａｒ／Ａｈ）と称し、想定外力Ｆｅをヘッド側ピストン受圧面積Ａｈで除した値「Ｆｅ／Ａｈ」を、以下の説明および式では「ｂ」（ｂ＝Ｆｅ／Ａｈ）と称する場合もある。また、ヘッド側ピストン受圧面積Ａｈは、ロッド側ピストン受圧面積Ａｒとヘッド側ピストン受圧面積Ａｈとの比率「ａ」とロッド側ピストン受圧面積Ａｒとで表すことができるから、「ｂ」を「ａ」とロッド側受圧面積Ａｒと想定外力Ｆｅとを用いて表すこともできる（ｂ＝ａ×Ｆｅ／Ａｒ）。
【0022】
そして、前記式（１）が成立するように設定することにより、スプール１３の中立位置Ｎにおけるポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとの比率（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）を、油圧シリンダ３のロッド側ピストン受圧面積Ａｒとヘッド側ピストン受圧面積Ａｈとの比率（Ａｒ：Ａｈ）、および想定外力Ｆｅに基づいて求めることができるとともに、該求めた比率となるように各ラップ長Ｌｐｒ、Ｌｒｔ、Ｌｈｔ、Ｌｐｈの値を設定することで、スプール１３の中立位置Ｎにおいて、スプールクリアランスＳを経由してポンプ流路１４から油圧シリンダ３のヘッド側油室３ｂ、ロッド側油室３ｃにリークするリーク油や、油圧シリンダ３に作用するシリンダ伸長方向或いは縮小方向の外力によって、油圧シリンダ３が伸長或いは縮小してしまうことを抑制できるが、これについて以下に説明する。
【0023】
まず、第一の実施の形態において説明したように、環状隙間流れの式により、各流路１４～１７間の圧力損失とラップ長とは、前記式（６）、（７）が成立する関係となるとともに、これら式（６）、（７）と式（１）とから式（８）が導かれ、さらに、タンク圧を「０（ゼロ）」とみなすと、式（６）、（７）から式（９）、（１０）が導かれ、さらにこれら式（９）、（１０）と式（８）とから式（１１）が導かれる。
さらに、第二の実施の形態において、油圧シリンダ３に作用するシリンダ推力Ｆｃ（シリンダ伸長側推力Ｆｈとシリンダ縮小側推力Ｆｒとの差）と想定外力Ｆｅとが釣り合うときのロッド側油室３ｃの圧力Ｐｒとポンプ流路１４の圧力Ｐｐとの関係を求めるべく、前記式（１１）に前記式（１６）を当てはめて整理すると、下記の式（１７）が導かれる。
Ｐｒ＝（Ｐｐ－ｂ）／（ａ＋１） ・・・（１７）
上記式（１７）および以下に示す各式において、ｂは想定外力Ｆｅをヘッド側ピストン受圧面積Ａｈで除した値「Ｆｅ／Ａｈ」（ｂ＝Ｆｅ／Ａｈ）である。また、Ｐｐはポンプ流路１４の圧力であるが、第二の実施の形態では、油圧シリンダ３と油圧供給源を共用する油圧アクチュエータの駆動圧等に基づいて、ポンプ流路１４に入力されるポンプ圧をあらかじめ設定し、該設定したポンプ圧をポンプ流路１４の圧力Ｐｐとして用いる。
さらに、前記式（１７）と式（９）とを用いて、ポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）を求めると、下記の式（１８）が得られる。
Ｌｐｒ：Ｌｒｔ＝（ａ×Ｐｐ＋ｂ）：（Ｐｐ－ｂ） ・・・（１８）
しかして、前記式（１）が成立するように、つまり、スプール１３の中立位置Ｎにおけるポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとの比率（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）が等しくなるように設定するとともに、油圧シリンダ３に作用するシリンダ推力Ｆｃと想定外力Ｆｅとが釣り合うよう、これら比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）を、前記式（１８）に示されるように、ロッド側ピストン受圧面積Ａｒと、ヘッド側ピストン受圧面積Ａｈと、想定外力Ｆｅと、ポンプ流路１４への入力圧力（ポンプ圧）Ｐｐとに基づいて設定することによって、スプール１３の中立位置Ｎにおいて、ポンプ流路１４からスプールクリアランスＳを経由して油圧シリンダ３にリークしたリーク油や、油圧シリンダ３に作用する外力に起因して、油圧シリンダ３が伸長或いは縮小してしまうことを抑制できることになる。
さらに、第二の実施の形態において、油圧シリンダ３に作用するシリンダ推力Ｆｃ（シリンダ伸長側推力Ｆｈとシリンダ縮小側推力Ｆｒとの差）と想定外力Ｆｅとが釣り合うときのロッド側油室３ｃの圧力Ｐｒとポンプ流路１４の圧力Ｐｐとの関係を求めるべく、前記式（１１）に前記式（１６）を当てはめて整理すると、下記の式（１７）が導かれる。
Ｐｒ＝（Ｐｐ－ｂ）／（ａ＋１） ・・・（１７）
上記式（１７）および以下に示す各式において、ｂは想定外力Ｆｅをヘッド側ピストン受圧面積Ａｈで除した値「Ｆｅ／Ａｈ」（ｂ＝Ｆｅ／Ａｈ）である。また、Ｐｐはポンプ流路１４の圧力であるが、第二の実施の形態では、油圧シリンダ３と油圧供給源を共用する油圧アクチュエータの駆動圧等に基づいて、ポンプ流路１４に入力されるポンプ圧をあらかじめ設定し、該設定したポンプ圧をポンプ流路１４の圧力Ｐｐとして用いる。
さらに、前記式（１７）と式（９）とを用いて、ポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）を求めると、下記の式（１８）が得られる。
Ｌｐｒ：Ｌｒｔ＝（ａ×Ｐｐ＋ｂ）：（Ｐｐ－ｂ） ・・・（１８）
しかして、前記式（１）が成立するように、つまり、スプール１３の中立位置Ｎにおけるポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとの比率（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）が等しくなるように設定するとともに、油圧シリンダ３に作用するシリンダ推力Ｆｃと想定外力Ｆｅとが釣り合うよう、これら比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）を、前記式（１８）に示されるように、ロッド側ピストン受圧面積Ａｒと、ヘッド側ピストン受圧面積Ａｈと、想定外力Ｆｅと、ポンプ流路１４への入力圧力（ポンプ圧）Ｐｐとに基づいて設定することによって、スプール１３の中立位置Ｎにおいて、ポンプ流路１４からスプールクリアランスＳを経由して油圧シリンダ３にリークしたリーク油や、油圧シリンダ３に作用する外力に起因して、油圧シリンダ３が伸長或いは縮小してしまうことを抑制できることになる。
【0024】
ここで、第二の実施の形態におけるラップ長の設定について、具体的な数字を挙げて例示する。例えば、油圧シリンダ３のロッド側ピストン受圧面積Ａｒが「７０００（ｍｍ２）」、ヘッド側ピストン受圧面積Ａｈが「１４０００（ｍｍ２）」、想定外力Ｆｅが「１４０００（Ｎ）」、ポンプ流路１４の圧力（ポンプ圧）Ｐｐが「１６（ＭＰａ）」の場合には、これらの数値を前記式（１８）に代入することで、スプール１３の中立位置Ｎにおけるポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）の値「３：５」が得られる。そこで、スプール１３の中立位置Ｎにおけるポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとの比率（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）を、「３：５」に設定する（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ＝Ｌｈｔ：Ｌｐｈ＝３：５）。さらに、該比率「３：５」となるように、各ラップ長Ｌｐｒ、Ｌｒｔ、Ｌｈｔ、Ｌｐｈの長さを具体的に、例えば、ポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒ、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔを「１５ｍｍ」、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔ、およびポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈを「２５ｍｍ」に設定する。このように各ラップ長を設定すると、前記式（９）、（１０）によりロッド側油室３ｃの圧力は１０ＭＰに、ヘッド側油室３ｂの圧力は６ＭＰａになるとともに、式（２）、（３）によりシリンダ伸長側推力Ｆｈは（Ｆｈ＝６（ＭＰａ）×１４０００（ｍｍ２）＝８４０００（Ｎ））、シリンダ縮小側推力Ｆｒは（Ｆｒ＝１０（ＭＰａ）×７０００（ｍｍ２）＝７００００（Ｎ））となるから、シリンダ推力Ｆｃは「１４０００（Ｎ）」となって想定外力Ｆｅと等しくなり、しかしてシリンダ推力Ｆｃ推定外力Ｆｅとが釣りあって油圧シリンダ３は縮小方向にも伸長方向にも作動しないことになる。
【0025】
このように構成された第二の実施の形態において、制御弁４は、スプール１３の中立位置Ｎにおけるポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、およびヘッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｈとの比率（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）の比率が、油圧シリンダ３のロッド側、ヘッド側のピストン受圧面積Ａｒ、Ａｈの比率（Ａｒ：Ａｈ）、および油圧シリンダ３に作用する想定外力Ｆｅに基づいて設定されている。そして、このように油圧シリンダ３のロッド側、ヘッド側のピストン受圧面積Ａｒ、Ａｈの比率、および想定外力Ｆｅに基づいて制御弁４のラップ長Ｌｐｒ、Ｌｒｔ、Ｌｈｔ、Ｌｐｈの比率を設定することによって、油圧シリンダ３にシリンダ縮小方向或いは伸長方向の外力が作用しており、さらに、スプール１３の中立位置Ｎにおいてポンプ流路１４に入力した高圧油がスプールクリアランスＳを経由して油圧シリンダ３のヘッド側油室３ｂ、ロッド側油室３ｃにリークしても、ヘッド側油室３ｂ、ロッド側油室３ｃの圧力を、油圧シリンダ３に作用するシリンダ推力Ｆｃと想定外力と釣り合うように制御できることになる。しかして、スプール１３の中立位置Ｎにおいて、油圧シリンダ３に作用するシリンダ伸長方向あるいは縮小方向の外力や、ポンプ流路１４からスプールクリアランスＳを経由して油圧シリンダ３のヘッド側油室３ｂ、ロッド側油室３ｃにリークしたリーク油によって、油圧シリンダ３が意図せずに（油圧シリンダ用操作具を操作していないのに）伸長或いは縮小してしまうことを抑制できる。
【0026】
さらにこのものでは、中立位置Ｎから各流路１４～１７間が連通するまでのスプール１３の移動範囲において、スプール１３外周面とスプール孔１２内周面との間のクリアランスＳは均一に設定されるとともに、スプール１３中立位置Ｎにおけるポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとの比率（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）とが同等に設定されている。
これにより、ポンプ流路１４とロッド側流路１７或いはヘッド側流路１６間の連通と、タンク流路１５とヘッド側流路１６或いはロッド側流路１７間の連通とを同時的に行う構成にできるとともに、油圧シリンダ３に作用するシリンダ推力Ｆｃと想定外力Ｆｅとが釣り合うための、スプール中立位置Ｎにおける前記ラップ長の比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）を、油圧シリンダ３のロッド側、ヘッド側のピストン受圧面積Ａｒ、Ａｈの比率（Ａｒ：Ａｈ）、および油圧シリンダ３に作用する想定外力Ｆｅに基づいて簡単に求めることができることになる。
これにより、ポンプ流路１４とロッド側流路１７或いはヘッド側流路１６間の連通と、タンク流路１５とヘッド側流路１６或いはロッド側流路１７間の連通とを同時的に行う構成にできるとともに、油圧シリンダ３に作用するシリンダ推力Ｆｃと想定外力Ｆｅとが釣り合うための、スプール中立位置Ｎにおける前記ラップ長の比率（Ｌｐｒ：Ｌｒｔ）、（Ｌｈｔ：Ｌｐｈ）を、油圧シリンダ３のロッド側、ヘッド側のピストン受圧面積Ａｒ、Ａｈの比率（Ａｒ：Ａｈ）、および油圧シリンダ３に作用する想定外力Ｆｅに基づいて簡単に求めることができることになる。
【0027】
次いで、本発明の第三の実施の形態について説明する。尚、第三の実施の形態において、前述した第一、第二の実施の形態と共通するもの（同様のもの）については同一の符号を付すとともに説明を省略する。また、図１～図４は、第一、第二の実施の形態のものを共用する。
第三の実施の形態の制御弁４は、前記第一、第二の実施の形態の制御弁４と同様の構造のものである。また、油圧シリンダ３は、第二の実施の形態と同様に、ピストン３ａを伸長方向、或いは縮小方向に移動させる部材重力等の外力が作用する状態となっていて、第二の実施の形態において説明したように、シリンダ推力Ｆｃと想定外力Ｆｅとが釣り合っているときのヘッド側油室３ｂの圧力Ｐｈとロッド側油室３ｃの圧力Ｐｒとは、前記式（１６）で示す一次関数の関係になる。さらに、第一、第二の実施の形態において説明したように、環状隙間流れの式により、各流路１４～１７間の圧力損失とラップ長とは、前記式（６）、（７）が成立する関係となるとともに、タンク圧を「０（ゼロ）」とみなすと、式（６）、（７）から式（９）、（１０）が導かれる。
そして、第三の実施の形態では、図５の表図に示す具体例のように、前記式（１６）に、ロッド側ピストン受圧面積Ａｒ（図５では、７０００（ｍｍ２））、ヘッド側ピストン受圧面積Ａｈ（図５では、１４０００（ｍｍ２））、想定外力Ｆｅ（図５では、１４０００（Ｎ））、ポンプ流路１４の圧力（ポンプ圧）Ｐｐ（図５では、１６（ＭＰａ））の具体的な数字を代入して、シリンダ推力Ｆｃ（シリンダ伸長側推力Ｆｈとシリンダ縮小側推力Ｆｒとの差）と想定外力Ｆｅとが釣り合う（Ｆｃ＝Ｆｅ）ためのロッド側油室３ｂの圧力Ｐｒとヘッド側油室３ｃの圧力Ｐｈとの種々の組み合わせを求めるとともに、各組み合わせにおける、ポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ／Ｌｒｔ）、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとの比率（Ｌｈｔ／Ｌｐｈ）を、前記式（９）、（１０）を用いて求める。さらに、これら比率（Ｌｐｒ／Ｌｒｔ）、（Ｌｈｔ／Ｌｐｈ）の差Ｄ（Ｄ＝（Ｌｐｒ／Ｌｒｔ）－（Ｌｈｔ／Ｌｐｈ））を求め、そして、差Ｄが「０」或いは「０」に最も近いときの比率（Ｌｐｒ／Ｌｒｔ）、（Ｌｈｔ／Ｌｐｈ）を、制御弁４のポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ／Ｌｒｔ）、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとの比率（Ｌｈｔ／Ｌｐｈ）として設定する。図５に示した具体例では、ロッド側油室３ｂの圧力Ｐｒが「１０（ＭＰａ）」、ヘッド側油室３ｃの圧力Ｐｈが「６（ＭＰａ）」の組み合わせのときに、前記比率（Ｌｐｒ／Ｌｒｔ）、（Ｌｈｔ／Ｌｐｈ）が共に「０．６」となって、これら比率（Ｌｐｒ／Ｌｒｔ）、（Ｌｈｔ／Ｌｐｈ）の差Ｄは「０」となる。そこで、制御弁４のスプール中立位置Ｎにおけるポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ／Ｌｒｔ）、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとの比率（Ｌｈｔ／Ｌｐｈ）を「０．６」に設定するとともに、該比率に基づいて、各ラップ長Ｌｐｒ、Ｌｒｔ、Ｌｈｔ、Ｌｐｈの長さを具体的に、例えば、ポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒ、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔを「１５ｍｍ」、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔ、およびポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈを「２５ｍｍ」に設定する。
尚、第三の実施の形態と前述した第二の実施の形態とはアプローチが異なるだけで、ロッド側ピストン受圧面積Ａｒ、ヘッド側ピストン受圧面積Ａｈ、想定外力Ｆｅ、ポンプ流路１４の圧力（ポンプ圧）Ｐｐの数値が同じならば、ポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ／Ｌｒｔ）、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとの比率の値は等しくなる。
第三の実施の形態の制御弁４は、前記第一、第二の実施の形態の制御弁４と同様の構造のものである。また、油圧シリンダ３は、第二の実施の形態と同様に、ピストン３ａを伸長方向、或いは縮小方向に移動させる部材重力等の外力が作用する状態となっていて、第二の実施の形態において説明したように、シリンダ推力Ｆｃと想定外力Ｆｅとが釣り合っているときのヘッド側油室３ｂの圧力Ｐｈとロッド側油室３ｃの圧力Ｐｒとは、前記式（１６）で示す一次関数の関係になる。さらに、第一、第二の実施の形態において説明したように、環状隙間流れの式により、各流路１４～１７間の圧力損失とラップ長とは、前記式（６）、（７）が成立する関係となるとともに、タンク圧を「０（ゼロ）」とみなすと、式（６）、（７）から式（９）、（１０）が導かれる。
そして、第三の実施の形態では、図５の表図に示す具体例のように、前記式（１６）に、ロッド側ピストン受圧面積Ａｒ（図５では、７０００（ｍｍ２））、ヘッド側ピストン受圧面積Ａｈ（図５では、１４０００（ｍｍ２））、想定外力Ｆｅ（図５では、１４０００（Ｎ））、ポンプ流路１４の圧力（ポンプ圧）Ｐｐ（図５では、１６（ＭＰａ））の具体的な数字を代入して、シリンダ推力Ｆｃ（シリンダ伸長側推力Ｆｈとシリンダ縮小側推力Ｆｒとの差）と想定外力Ｆｅとが釣り合う（Ｆｃ＝Ｆｅ）ためのロッド側油室３ｂの圧力Ｐｒとヘッド側油室３ｃの圧力Ｐｈとの種々の組み合わせを求めるとともに、各組み合わせにおける、ポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ／Ｌｒｔ）、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとの比率（Ｌｈｔ／Ｌｐｈ）を、前記式（９）、（１０）を用いて求める。さらに、これら比率（Ｌｐｒ／Ｌｒｔ）、（Ｌｈｔ／Ｌｐｈ）の差Ｄ（Ｄ＝（Ｌｐｒ／Ｌｒｔ）－（Ｌｈｔ／Ｌｐｈ））を求め、そして、差Ｄが「０」或いは「０」に最も近いときの比率（Ｌｐｒ／Ｌｒｔ）、（Ｌｈｔ／Ｌｐｈ）を、制御弁４のポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ／Ｌｒｔ）、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとの比率（Ｌｈｔ／Ｌｐｈ）として設定する。図５に示した具体例では、ロッド側油室３ｂの圧力Ｐｒが「１０（ＭＰａ）」、ヘッド側油室３ｃの圧力Ｐｈが「６（ＭＰａ）」の組み合わせのときに、前記比率（Ｌｐｒ／Ｌｒｔ）、（Ｌｈｔ／Ｌｐｈ）が共に「０．６」となって、これら比率（Ｌｐｒ／Ｌｒｔ）、（Ｌｈｔ／Ｌｐｈ）の差Ｄは「０」となる。そこで、制御弁４のスプール中立位置Ｎにおけるポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ／Ｌｒｔ）、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとの比率（Ｌｈｔ／Ｌｐｈ）を「０．６」に設定するとともに、該比率に基づいて、各ラップ長Ｌｐｒ、Ｌｒｔ、Ｌｈｔ、Ｌｐｈの長さを具体的に、例えば、ポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒ、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔを「１５ｍｍ」、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔ、およびポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈを「２５ｍｍ」に設定する。
尚、第三の実施の形態と前述した第二の実施の形態とはアプローチが異なるだけで、ロッド側ピストン受圧面積Ａｒ、ヘッド側ピストン受圧面積Ａｈ、想定外力Ｆｅ、ポンプ流路１４の圧力（ポンプ圧）Ｐｐの数値が同じならば、ポンプ流路１４、ロッド側流路１７間のラップ長Ｌｐｒと、ロッド側流路１７、タンク流路１５間のラップ長Ｌｒｔとの比率（Ｌｐｒ／Ｌｒｔ）、およびヘッド側流路１６、タンク流路１５間のラップ長Ｌｈｔと、ポンプ流路１４、ヘッド側流路１６間のラップ長Ｌｐｈとの比率の値は等しくなる。
【0028】
そして、このように構成された第三の実施の形態においても、前記第二の実施の形態と同様に、スプール１３の中立位置Ｎにおいて、油圧シリンダ３に作用するシリンダ伸長方向あるいは縮小方向の外力や、ポンプ流路１４からスプールクリアランスＳを経由して油圧シリンダ３のヘッド側油室３ｂ、ロッド側油室３ｃにリークしたリーク油によって、油圧シリンダ３が意図せず（油圧シリンダ用操作具を操作していないのに）に伸長或いは縮小してしまうことを抑制できることになる。
【0029】
尚、本発明は前記第一～第三の実施の形態に限定されないことは勿論であって、例えば、本実施の形態では、中立位置から各流路間が連通するまでのスプールの移動範囲において、スプール外周面とスプール孔内周面との間のクリアランスが均一に設定されているが、クリアランスの値が均一でなくても精度良く寸法設定されていれば、クリアランスの値をパラメータとして組み入れたうえで、制御弁のラップ長の比率を油圧シリンダのロッド側、ヘッド側のピストン受圧面積の比率や、想定外力に基づいて設定することができる。
【産業上の利用可能性】
【0030】
本発明は、油圧ショベル等の油圧式作業機械に設けられる油圧シリンダの油給排制御を行う制御弁に利用することができる。
【符号の説明】
【0031】
１ 油圧ポンプ
２ 油タンク
３ 油圧シリンダ
３ａ ピストン
３ｂ ヘッド側油室
３ｃ ロッド側油室
４ 制御弁
１１ バルブボディ
１２ スプール孔
１３ スプール
１４ ポンプ流路
１５ タンク流路
１６ ヘッド側流路
１７ ロッド側流路
Ｌｐｒ ポンプ流路、ロッド側流路間のラップ長
Ｌｒｔ ロッド側流路、タンク流路間のラップ長
Ｌｐｈ ポンプ流路、ヘッド側流路間のラップ長
Ｌｈｔ ヘッド側流路、タンク流路間のラップ長
Ａｒ ロッド側ピストン受圧面積
Ａｈ ヘッド側ピストン受圧面積
Ｆｅ 想定外力
２ 油タンク
３ 油圧シリンダ
３ａ ピストン
３ｂ ヘッド側油室
３ｃ ロッド側油室
４ 制御弁
１１ バルブボディ
１２ スプール孔
１３ スプール
１４ ポンプ流路
１５ タンク流路
１６ ヘッド側流路
１７ ロッド側流路
Ｌｐｒ ポンプ流路、ロッド側流路間のラップ長
Ｌｒｔ ロッド側流路、タンク流路間のラップ長
Ｌｐｈ ポンプ流路、ヘッド側流路間のラップ長
Ｌｈｔ ヘッド側流路、タンク流路間のラップ長
Ａｒ ロッド側ピストン受圧面積
Ａｈ ヘッド側ピストン受圧面積
Ｆｅ 想定外力
【図1】
【図2】
【図3】
【図4】
【図5】