(57)【要約】【課題】冷却油の流量の変化に拘らず、ブレーキ操作性の向上を図るとともに冷却性能が低下することを抑制する。【解決手段】ウインチのブレーキ装置は、複数の摩擦板間を通過する冷却油が導入される入口および冷却油が排出される出口を有する湿式多板ブレーキを備えるウインチのブレーキ装置であって、湿式多板ブレーキは、摩擦板同士を圧接させてブレーキ力を発生させる押圧部材と、押圧部材に駆動力を作用させて摩擦板同士の圧接力を調整する圧接力調整装置と、押圧部材に作用する駆動力以外の力であって、摩擦板同士の圧接力を増加させる力と減少させる力とがバランスするように、押圧部材に作用する力を制御する作用力制御装置とを備える。【選択図】図２
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
複数の摩擦板間を通過する冷却油が導入される入口および前記冷却油が排出される出口を有する湿式多板ブレーキを備えるウインチのブレーキ装置であって、
前記湿式多板ブレーキは、前記摩擦板同士を圧接させてブレーキ力を発生させる押圧部材と、
前記押圧部材に駆動力を作用させて前記摩擦板同士の圧接力を調整する圧接力調整装置と、
前記押圧部材に作用する前記駆動力以外の力であって、前記摩擦板同士の圧接力を増加させる力と減少させる力とがバランスするように、前記押圧部材に作用する力を制御する作用力制御装置とを備えるウインチのブレーキ装置。
【請求項２】
請求項１に記載のウインチのブレーキ装置において、
前記作用力制御装置は、前記ブレーキに対する冷却油の出口側の圧力を調整する圧力調整装置を含んで構成されるウインチのブレーキ装置。
【請求項３】
請求項２に記載のウインチのブレーキ装置において、
前記押圧部材は、第１受圧面と第２受圧面とを備え、
前記ブレーキは、前記ブレーキのケーシングの内圧が前記第１受圧面にかかることで、前記摩擦板同士の圧接力を増加させ、前記ブレーキのケーシングの内圧が前記第２受圧面にかかることで、前記摩擦板同士の圧接力を減少させる構成とされ、
前記第１受圧面の面積が前記第２受圧面の面積よりも大きくなるように、前記押圧部材の形状が決定されているウインチのブレーキ装置。
【請求項４】
請求項１ないし３のいずれか一項に記載のウインチのブレーキ装置において、
前記作用力制御装置は、前記押圧部材に対して前記摩擦板同士の圧接力を増加させるアシスト力を付与するアシスト力発生装置を備えるウインチのブレーキ装置。
【請求項５】
請求項４に記載のウインチのブレーキ装置において、
前記アシスト力発生装置は、冷却油の圧力により前記押圧部材に対して前記摩擦板同士の圧接力を減少させるように作用する力と、増加させるように作用する力との差に相当する力をアシスト力として付与するウインチのブレーキ装置。
【請求項６】
請求項１ないし５のいずれか一項に記載のウインチのブレーキ装置において、
前記ブレーキに対する冷却油の入口側の圧力と出口側の圧力との差圧を検出する差圧検出装置を備え、
前記作用力制御装置は、前記差圧検出装置により検出された差圧に応じて作動するウインチのブレーキ装置。
【請求項７】
請求項１ないし６のいずれか一項に記載のウインチのブレーキ装置において、
前記圧接力調整装置は、前記摩擦板同士の圧接力を増加させるように前記押圧部材に駆動力を作用させる弾性部材と、前記摩擦板同士の圧接力を減少させるように前記押圧部材に駆動力を作用させる油圧シリンダ装置とを含んで構成されるウインチのブレーキ装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、ウインチのブレーキ装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、回転駆動可能な回転摩擦板と、固定摩擦板と、バネの付勢力により回転摩擦板と固定摩擦板とを圧接させる押圧部材とを備えた湿式多板ブレーキが知られている（特許文献１参照）。湿式多板ブレーキでは、複数の摩擦板間を冷却油が流れるときに圧力損失が発生し、この圧力損失に起因して押圧部材を構成するプレッシャープレートの両面に差圧が発生する。差圧は、ブレーキ操作性に影響を与える。
【０００３】
特許文献１には、エンジン回転速度の変化に伴って冷却油量が変化し、圧力損失が変化することに着目し、冷却油ポンプを駆動するエンジンの回転速度の上昇に伴う圧力損失の増加を制限するために、冷却油の入口側の圧力の上限値を規制するウインチのブレーキ装置が開示されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００３−２８５９９３号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
しかしながら、特許文献１に記載の技術では、エンジン回転速度が高くなり、冷却油ポンプの吐出側に設けられるリリーフ弁がリリーフ設定圧を超えると、冷却油ポンプの吐出油の一部がリリーフ弁を介してバイパスされる構成である。したがって、リリーフ弁が作動する前の状態では、ケーシング内の冷却油の圧力がブレーキ操作性に与える影響を低減することができないという問題がある。特許文献１に記載の技術では、冷却油を積極的にバイパスさせて、圧力損失を低減する構成であるため、バイパスされた冷却油量の分だけ、ブレーキ内に導入される冷却油量が減るので、冷却性能が低下するおそれもある。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
請求項１に記載のウインチのブレーキ装置は、複数の摩擦板間を通過する冷却油が導入される入口および冷却油が排出される出口を有する湿式多板ブレーキを備えるウインチのブレーキ装置であって、湿式多板ブレーキは、摩擦板同士を圧接させてブレーキ力を発生させる押圧部材と、押圧部材に駆動力を作用させて摩擦板同士の圧接力を調整する圧接力調整装置と、押圧部材に作用する駆動力以外の力であって、摩擦板同士の圧接力を増加させる力と減少させる力とがバランスするように、押圧部材に作用する力を制御する作用力制御装置とを備える。
【発明の効果】
【０００７】
本発明によれば、冷却油の流量の変化に拘らず（すなわち冷却油の流量が少ない状態であっても）、ブレーキ操作性の向上を図ることができるとともに冷却性能が低下することを抑制できる。
【図面の簡単な説明】
【０００８】
【図１】第１の実施の形態に係るブレーキ装置を備えたクレーンの外観側面図。
【図２】第１の実施の形態に係るブレーキ装置を有するウインチ装置の構成を示す油圧回路図。
【図３】第１の実施の形態に係るブレーキの構成を示す図。
【図４】（ａ）は回転摩擦板を軸方向から見た模式図、（ｂ）は（ａ）のＥ−Ｅ線断面模式図。
【図５】冷却油が摩擦板間を通過する際に発生する分布圧力を模式的に示した模式図。
【図６】第２の実施の形態に係るブレーキ装置を有するウインチ装置の構成を示す油圧回路図。
【図７】第２の実施の形態に係るブレーキの構成を示す図。
【図８】第３の実施の形態に係るブレーキの構成を示す図。
【発明を実施するための形態】
【０００９】
以下、本発明によるブレーキ装置を備えたクレーンの一実施の形態について、図面を参照して説明する。
−第１の実施の形態−
図１は、本発明の第１の実施の形態に係るブレーキ装置を備えたクレーンの外観側面図である。クレーン１００は、走行体１０１と、走行体１０１上に旋回可能に設けられた旋回体１０３と、旋回体１０３に回動可能に軸支されたブーム１０４とを有する。旋回体１０３には巻き上げ用のウインチである巻上ウインチ１０５と、ブーム起伏用のウインチである起伏ウインチ１０６とが搭載されている。
【００１０】
巻上ウインチ１０５には巻上ロープ１０５ａが巻回され、巻上ウインチ１０５の回転により巻上ロープ１０５ａが巻き取られ、または繰り出され、フック１１０が昇降する。起伏ウインチ１０６には起伏ロープ１０６ａが巻回され、起伏ウインチ１０６の回転により起伏ロープ１０６ａが巻き取られ、または繰り出され、ブーム１０４が起伏する。
【００１１】
図２は、本発明の第１の実施の形態に係るブレーキ装置を有するウインチ装置の構成を示す油圧回路図である。図２では、巻上ウインチ１０５を駆動する油圧回路について図示したものであり、起伏ウインチ１０６を駆動する油圧回路については、図示を省略している。クレーン１００は、クレーン１００の各部の動作を制御するコントローラ１８と、エンジン（不図示）と、エンジン（不図示）により駆動されるメインポンプ１２、冷却油ポンプ１９およびパイロットポンプ９とを備えている。メインポンプ１２、冷却油ポンプ１９およびパイロットポンプ９は、タンク１０内の作動油を圧油として吐出する。
【００１２】
ウインチ装置は、巻取ドラム３と、油圧モータ１と、メインポンプ１２と、コントロールバルブ１１と、遊星減速機構２と、ブレーキ装置Ｂとを備える。メインポンプ１２は、油圧モータ１に圧油を供給し、油圧モータ１を駆動して、巻取ドラム３を巻上げおよび巻下げ駆動する。コントロールバルブ１１は、メインポンプ１２から油圧モータ１への圧油の流れを制御する。遊星減速機構２は、油圧モータ１の駆動力を巻取ドラム３に伝達する。ブレーキ装置Ｂは、遊星減速機構２のキャリア軸４ｉを制動することにより巻取ドラム３の自由回転を阻止する。
【００１３】
ブレーキ装置Ｂは、巻取ドラム３内に搭載されるブレーキ４を備えている。ブレーキ４は、複数の摩擦板を有する湿式多板ブレーキであって、摩擦板同士を圧接させてブレーキ力を発生させる押圧部材４ｐを有している。ブレーキ装置Ｂは、ブレーキ４の押圧部材４ｐに駆動力を作用させて摩擦板同士の圧接力を調整する圧接力調整装置を備えている。
【００１４】
圧接力調整装置は、摩擦板同士の圧接力を増加させるように押圧部材４ｐに駆動力を作用させるバネ４ｆと、摩擦板同士の圧接力を減少させるように押圧部材４ｐに駆動力を作用させる油圧シリンダ装置とを含んで構成されている。
【００１５】
つまり、本実施の形態のブレーキ装置Ｂは、バネ（弾性部材）４ｆによる付勢力により制動力を発生させ、ブレーキ解除圧を油圧シリンダ装置に作用させることによってブレーキが解除されるネガティブ型の制動装置である。なお、ブレーキ装置Ｂは、油圧モータ１と巻取ドラム３との間で回転を伝達したり、遮断したりするクラッチ装置としての機能も有している。
【００１６】
ウインチを駆動する油圧回路には、ウインチ操作レバー１３の操作により切替制御されるモータブレーキ切替弁７と、モータブレーキシリンダ８と、ブレーキペダル６ａにより操作されるブレーキ制御弁６と、コントローラ１８により切替制御されるブレーキ切替弁５と、冷却回路安全弁２０とが設けられている。また、この油圧回路には、ブレーキ切替弁５を切り替えてブレーキ４の動作モードを切り替えるために、操作圧センサ１５と、ブレーキ回路圧センサ１６とが設けられ、それぞれコントローラ１８に接続されている。さらに、コントローラ１８には、ブレーキモード切替スイッチ１７が接続されている。なお、ブレーキ４の動作モードは、後述する自動ブレーキモード、または、中立フリーモードに切り替えられる。
【００１７】
遊星減速機構２は、サンギヤ２ａと、プラネタリギヤ２ｂと、リングギヤ２ｃとを含んで構成される。油圧モータ１の出力軸は遊星減速機構２のサンギヤ２ａに連結されている。サンギヤ２ａにはプラネタリギヤ２ｂが噛合され、プラネタリギヤ２ｂには巻取ドラム３の内周側に設けられたリングギヤ２ｃが噛合されている。プラネタリギヤ２ｂはプラネタリキャリア２ｄにより支持され、プラネタリキャリア２ｄが固着されるキャリア軸４ｉはブレーキ４のケーシング４ｇの側壁（後述の第１エンドプレート４ｇ３）を貫通してブレーキ４内に達している。キャリア軸４ｉは軸受により支持され、オイルシール４ｈにより、キャリア軸４ｉの外周面とキャリア軸４ｉが挿通される貫通孔との間が封止されている。なお、説明の便宜上、巻上ウインチ１０５の回転軸方向、すなわちキャリア軸４ｉの中心軸方向を以下の説明では、単に軸方向と記す。
【００１８】
ケーシング４ｇは、内側に複数の摩擦板が配置される第１筒部４ｇ１と、内側に押圧部材４ｐが配置される第２筒部４ｇ２と、第１筒部４ｇ１の開口端を塞ぐ第１エンドプレート４ｇ３と、第２筒部４ｇ２の開口端を塞ぐ第２エンドプレート４ｇ４とを有している。第１筒部４ｇ１と第２筒部４ｇ２とは結合されて、一体となっており、ケーシング４ｇの内側にはブレーキ４の各構成部材を収容する収容空間が形成されている。
【００１９】
図３は、第１の実施の形態に係るブレーキ４の構成を示す図である。図３（ａ）では摩擦板同士が圧接されてブレーキ力が発生している状態を模式的に示し、図３（ｂ）では摩擦板同士が離隔されてブレーキ力が発生していない状態を模式的に示している。ケーシング４ｇの収容空間には、摺動室１４０と、キャリア軸室１４１と、ディスク室１４２と、外周流路１４４と、バネ室１４３とが形成されている。
【００２０】
摺動室１４０は、後述するピストン部４ｅの先端に設けられる第１摺動部４ｔが収容される空間である。キャリア軸室１４１は、ディスク室１４２の内周側の空間であって、キャリア軸４ｉの端部が収容される空間である。ディスク室１４２は、円環状の複数の摩擦板（回転摩擦板４ａおよび固定摩擦板（相手板）４ｂ）が収容される空間である。外周流路１４４は、ディスク室１４２の外周側に配置される空間である。バネ室１４３は、バネ４ｆが収容される空間である。キャリア軸室１４１はディスク室１４２を介して外周流路１４４に連通され、外周流路１４４はバネ室１４３に連通されている。なお、バネ室１４３は、第２エンドプレート４ｇ４に設けられた出口ポート４ｋに連通され、出口ポート４ｋはタンク１０に接続されている（図２参照）。
【００２１】
回転摩擦板４ａおよび固定摩擦板４ｂは、ディスク室１４２において軸方向に交互に配置されている。キャリア軸４ｉには複数枚の回転摩擦板４ａがスプライン結合により軸方向に移動可能に係合され、回転摩擦板４ａはキャリア軸４ｉと一体に回転可能となっている。
【００２２】
ケーシング４ｇの内周面には複数枚の固定摩擦板４ｂがスプライン結合により軸方向に移動可能に係合されている。固定摩擦板４ｂ同士は、コイルバネ４ｃにより連結されている。このため、ブレーキ解放状態において、固定摩擦板４ｂ同士が離隔するように移動し、回転摩擦板４ａと固定摩擦板４ｂとの間に隙間が形成される（図３（ｂ）参照）。回転摩擦板４ａと固定摩擦板４ｂとの間に隙間が形成されることで、フリーフォール時の引きずりトルク（回転摩擦板４ａと固定摩擦板４ｂとの間の油の粘性による回転抵抗（いわゆるドラグトルク））が低減される。なお、本明細書では、回転摩擦板４ａおよび固定摩擦板４ｂを総称して摩擦板（ブレーキディスク）とも記す。
【００２３】
図４（ａ）は回転摩擦板４ａを軸方向から見た模式図であり、図４（ｂ）は図４（ａ）のＥ−Ｅ線断面模式図である。本実施の形態では、図４に示すように、回転摩擦板４ａの両面に、外径Ｄ１、内径Ｄ２の円環状の摩擦材１４８が貼着されており、回転摩擦板４ａの摩擦材１４８と固定摩擦板４ｂとが圧接されることで、回転摩擦板４ａと固定摩擦板４ｂとの間の摩擦でブレーキ力（制動力）が発生する。摩擦材１４８には格子状の溝１４９が形成されており、回転摩擦板４ａと固定摩擦板４ｂとが圧接された状態であっても、冷却油は溝１４９を介して摩擦板間を流れることになる。
【００２４】
図３に示すように、キャリア軸４ｉの端部と、ケーシング４ｇの第２エンドプレート４ｇ４との間には、押圧部材４ｐが配置されている。押圧部材４ｐは、プレッシャープレート４ｄと、プレッシャープレート４ｄに固着されるピストン部４ｅとを有している。プレッシャープレート４ｄは、バネ室１４３とディスク室１４２とを区分するように、バネ４ｆと摩擦板との間に配置されている。
【００２５】
プレッシャープレート４ｄは、ピストン部４ｅが固着される円板状の基部４ｑと、基部４ｑから径方向外方に延在する押し当て部４ｒとを有している。基部４ｑには、軸方向に貫通する円形状の嵌合孔が設けられ、この嵌合孔にピストン部４ｅの一端部が嵌合され、固着されることで、ピストン部４ｅと押圧部材４ｐとが一体的に結合されている。
【００２６】
押し当て部４ｒは、固定摩擦板４ｂに当接される押し当て面４ｒ１を有している。押し当て面４ｒ１は、円環状の平面であって、内径が回転摩擦板４ａの摩擦材１４８の内径と同じ寸法Ｄ２とされ、外径が回転摩擦板４ａの摩擦材１４８の外径と同じ寸法Ｄ１とされている（Ｄ１＞Ｄ２）。押し当て部４ｒにおける押し当て面４ｒ１とは反対側の面と、ケーシング４ｇの第２筒部４ｇ２に設けられた受け面との間にはバネ４ｆが配設されている。バネ４ｆは、弾性力により、押圧部材４ｐを摩擦板に向けて軸方向に付勢する弾性部材である。
【００２７】
ピストン部４ｅは、キャリア軸４ｉの同軸上に設けられた円筒状部材であって、冷却油が通過する内部流路を有している。ピストン部４ｅは、上述したように一端部がプレッシャープレート４ｄに固着されている。ピストン部４ｅは、軸方向他端部において第１摺動部４ｔが設けられ、軸方向中央に第２摺動部４ｓが設けられている。第１摺動部４ｔの外径Ｄ３は、第２摺動部４ｓの外径Ｄ４よりも大きい（Ｄ３＞Ｄ４）。
【００２８】
第１摺動部４ｔが収容される摺動室１４０は、第２筒部４ｇ２に設けられる円形凹部と第２エンドプレート４ｇ４とによって画成され、円形凹部の底部には第２摺動部４ｓが軸方向に摺動自在に挿着される円形状の貫通孔１４５が設けられている。
【００２９】
摺動室１４０には、第１摺動部４ｔが軸方向に摺動自在に配置されている。摺動室１４０は、第１摺動部４ｔによって、導入室１４０ａとブレーキ作動油室４ｍとに区画されている。導入室１４０ａは、第２エンドプレート４ｇ４と対向する第１摺動部４ｔの軸方向端面とケーシング４ｇとによって画成されたほぼ円柱形状の空間であり、第２エンドプレート４ｇ４に設けられた入口ポート４ｊに連通されている。入口ポート４ｊは、冷却油ポンプ１９に接続されている（図２参照）。
【００３０】
ブレーキ作動油室（ポジティブ室）４ｍは、第１摺動部４ｔのバネ室側端面と、第２摺動部４ｓの外周面と、ケーシング４ｇとで画成された円筒状の空間であり、第２エンドプレート４ｇ４に設けられた作動油導入ポート４ｎに連通されている。作動油導入ポート４ｎは、ブレーキ制御弁６およびブレーキ切替弁５を介してパイロットポンプ９に接続されている（図２参照）。
【００３１】
導入室１４０ａおよびブレーキ作動油室４ｍは、ピストン部４ｅが軸方向に移動することで、軸方向に伸縮して、その内部空間の体積が変動する（図３（ａ）および図３（ｂ）参照）。なお、貫通孔１４５と第２摺動部４ｓとの間にはＯリングが配設され、ブレーキ作動油室４ｍとバネ室１４３とを隔絶している。摺動室１４０と第１摺動部４ｔとの間にはＯリングが配設され、ブレーキ作動油室４ｍと導入室１４０ａとを隔絶している。
【００３２】
このように、ピストン部４ｅおよびブレーキ作動油室４ｍにより油圧シリンダ装置が構成され、ブレーキ作動油室４ｍにパイロット圧を作用させることでピストン部４ｅに駆動力を作用させることができる。
【００３３】
ブレーキ作動油室４ｍがタンク圧になると、押圧部材４ｐが、バネ４ｆの付勢力によって、第１エンドプレート４ｇ３側に移動し、すなわち摩擦板に近接する方向に移動し、回転摩擦板４ａと固定摩擦板４ｂとを圧接する。これにより、回転摩擦板４ａの表面（摩擦材１４８の表面）に摩擦力がブレーキ力として作用し、キャリア軸４ｉの回転が阻止される。
【００３４】
ブレーキ作動油室４ｍにパイロット圧がブレーキ解除圧として作用すると、押圧部材４ｐが、バネ４ｆの付勢力に抗して、第２エンドプレート４ｇ４側に移動し、すなわち摩擦板から離隔する方向に移動し、回転摩擦板４ａと固定摩擦板４ｂとの間に隙間が形成される。これにより、回転摩擦板４ａと固定摩擦板４ｂとの圧接力が除去され、回転摩擦板４ａおよびキャリア軸４ｉが回転可能となる。
【００３５】
動力巻上げ・巻下げを行うモードである自動ブレーキモードでの動作、ならびに、フリーフォールを行うモードである中立フリーモードでの動作について説明する。なお、中立フリーモードと自動ブレーキモードとの間のモード切り替えは、操作圧センサ１５、ブレーキ回路圧センサ１６およびブレーキモード切替スイッチ１７の各判定値に基づいて行われる。図２に示すように、自動ブレーキモードでは、コントローラ１８によりブレーキ切替弁５が位置（Ｄ）に切り替えられ、中立フリーモードでは、コントローラ１８によりブレーキ切替弁５が位置（Ｃ）に切り替えられる。
【００３６】
−動力巻上げ・巻下げ時の動作（自動ブレーキモード）−
図２に示すウインチ操作レバー１３が巻上げ位置あるいは巻下げ位置に操作されると、パイロットポンプ９からのパイロット圧がコントロールバルブ１１に作用してコントロールバルブ１１のスプールが駆動され、コントロールバルブ１１を介してメインポンプ１２からの圧油が油圧モータ１に供給される。同時にパイロットポンプ９からのパイロット圧は高圧選択弁１４を介してモータブレーキ切替弁７にも作用する。これにより、モータブレーキ切替弁７が位置（Ａ）に切り替えられて、パイロットポンプ９からのパイロット圧がモータブレーキシリンダ８をブレーキ開放側へ駆動させるので、油圧モータ１が回転駆動する。
【００３７】
自動ブレーキモードでは、ブレーキ切替弁５が位置（Ｄ）に切り替えられて、ブレーキ解除圧であるパイロットポンプ９からのパイロット圧がブレーキ切替弁５で遮断されている。したがって、ブレーキ作動油室４ｍはタンク圧となり、バネ４ｆの付勢力によって回転摩擦板４ａと固定摩擦板４ｂとが互いに押し付けられてプラネタリキャリア２ｄに制動力が付与されるため、プラネタリキャリア２ｄがブレーキ４により固定される。
【００３８】
自動ブレーキモードにおいて、油圧モータ１の回転駆動力によって遊星減速機構２のサンギヤ２ａが回動すると、プラネタリギヤ２ｂが自転してリングギヤ２ｃおよびリングギヤ２ｃに接続されている巻取ドラム３が回動して、動力による巻上げあるいは巻下げが行われる。
【００３９】
−フリーフォール時の動作（中立フリーモード）−
ウインチ操作レバー１３が中立位置に操作されると、コントロールバルブ１１によってメインポンプ１２から油圧モータ１への圧油の流れが遮断される。高圧選択弁１４を介したモータブレーキ切替弁７へのパイロット圧油も供給されなくなるので、モータブレーキ切替弁７が位置（Ｂ）に切り替えられる。モータブレーキ切替弁７により、モータブレーキシリンダ８へのパイロット圧が遮断されるので、モータブレーキがバネの付勢力により作動する。この状態で、ブレーキ４の制動力が開放されると巻取ドラム３はフック１１０に吊り下げられた吊り荷の自重により自由回転する。
【００４０】
ブレーキ４は、パイロットポンプ９からのパイロット圧をブレーキペダル６ａの操作量に応じて減圧し、ブレーキ解除圧として出力するブレーキ制御弁６を有し、ブレーキ解除圧を制御することで制動力を調整できる機能を有している。オペレータは、ブレーキペダル６ａの操作によってブレーキ制御弁６を介したブレーキ４へのブレーキ解除圧を調整することで、ブレーキ４によるブレーキ力（制動力）を調節して、フリーフォール速度を調整できる。
【００４１】
巻上ウインチ１０５では、フリーフォール制動時に発熱する摩擦板を冷却するために冷却油（作動油）を強制循環させている。冷却油の供給は、専用に設置された冷却油ポンプ１９により行われる。
【００４２】
上述したように、ケーシング４ｇには、冷却油をブレーキ４内に導入する入口ポート４ｊと、冷却油をブレーキ４外に排出する出口ポート４ｋとが設けられている。図３に示すように、入口ポート４ｊは、導入室１４０ａおよびピストン部４ｅの内部流路を介してキャリア軸室１４１に連通され、出口ポート４ｋは、バネ室１４３に連通されている。
【００４３】
図３を参照して、冷却油の流れについて説明する。図３では、冷却油の流れを矢印で模式的に示している。入口ポート４ｊからケーシング４ｇの導入室１４０ａに導入された冷却油は、ピストン部４ｅの内部流路を介してキャリア軸室１４１に導入される。キャリア軸室１４１に導入された冷却油は、ディスク室１４２の内周側からディスク室１４２内に流れ込み、ディスク室１４２を通過して、ディスク室１４２の外周側の外周流路１４４に流れ込む。外周流路１４４に導入された冷却油はバネ室１４３に流れ込み、出口ポート４ｋからケーシング４ｇ外に排出され、タンク１０に戻される。
【００４４】
冷却油がディスク室１４２に配置されている複数の摩擦板間を通過することで、摩擦板で発生した熱が冷却油に吸収され、摩擦板が冷却される。なお、上述したように、回転摩擦板４ａの摩擦材１４８に溝１４９が設けられているので、摩擦板同士が圧接されている状態（図３（ｂ）参照）であっても、冷却油は、溝１４９を介して、キャリア軸室１４１から外周流路１４４に流れる。
【００４５】
ケーシング４ｇの設計圧力は、一般にオイルシール４ｈの許容圧力よりも低くなるように決定される。本実施の形態では、図２に示すように、ケーシング４ｇの内圧がオイルシール４ｈの許容圧力以下となるように、冷却油ポンプ１９の吐出側に冷却回路安全弁２０を設けている。冷却回路安全弁２０は、冷却油ポンプ１９の吐出圧力が設定圧に達すると、冷却油をタンク１０に排出して、油圧回路の最高圧力を規定するリリーフ弁である。
【００４６】
図３および図５を参照して、押圧部材４ｐに作用する力のうち、バネ４ｆおよび油圧シリンダ装置（４ｅ，４ｍ）とを含んで構成される圧接力調整装置による駆動力以外の力について説明する。なお、以下の説明では、図３に示すように、ブレーキ４に対する冷却油の入口側の圧力、すなわちディスク室１４２の内周側の冷却油の圧力を入口圧力Ｐ２と記し、ブレーキ４に対する冷却油の出口側の圧力、すなわちディスク室１４２の外周側の冷却油の圧力を出口圧力Ｐ１と記す。本実施の形態では、ディスク室１４２の内周側から外周側に向かって冷却油が流れ、ディスク室１４２で通過抵抗による圧力損失が発生する構成であるため、ディスク室１４２の内周側の入口圧力Ｐ２は、ディスク室１４２の外周側の出口圧力Ｐ１よりも高くなる（Ｐ２＞Ｐ１）。
【００４７】
（１−１）出口圧力Ｐ１により押圧部材４ｐに作用する力Ｆ１
出口圧力Ｐ１により押圧部材４ｐに作用する力Ｆ１は、押圧部材４ｐを摩擦板に近接させる方向（図示右方向）、すなわち摩擦板同士の圧接力を増加させる方向（以下、ブレーキ力増加方向と記す）に作用する力であり、式（１）で表される。
【数１】
2016222380.tif 000003
ここで、Ｄ１は押し当て面４ｒ１の外径、Ｄ４は第２摺動部４ｓの外径（すなわち、貫通孔１４５の径）、Ｐ１は出口圧力（すなわち、バネ室１４３の圧力）である。π／４×（Ｄ１２−Ｄ４２）は、図中、Ｄ１とＤ４との間の円環状の受圧面の面積Ａ１４を表している。
【００４８】
（１−２）入口圧力Ｐ２により押圧部材４ｐに作用する力Ｆ２
入口圧力Ｐ２により押圧部材４ｐに作用する力Ｆ２は、押圧部材４ｐを摩擦板から離隔させる方向（図示左方向）、すなわち摩擦板同士の圧接力を減少させる方向（以下、ブレーキ力減少方向と記す）に作用する力であり、式（２）で表される。
【数２】
2016222380.tif 000004
ここで、Ｄ２は押し当て面４ｒ１の内径、Ｄ３は第１摺動部４ｔの外径（すなわち、摺動室１４０の径）、Ｐ２は入口圧力（すなわち、キャリア軸室１４１、ピストン部４ｅの内部流路および導入室１４０ａの圧力）である。π／４×（Ｄ２２−Ｄ３２）は、図中、Ｄ２とＤ３との間の円環状の受圧面の面積Ａ２３を表している。
【００４９】
（１−３）摩擦板間の分布圧力Ｐ３により押圧部材４ｐに作用する力Ｆ３
図５は、冷却油が摩擦板間を通過する際に発生する分布圧力Ｐ３を模式的に示した模式図である。図５に示すように、摩擦板間を冷却油が通過することで、分布圧力Ｐ３が発生すると、ブレーキ力減少方向に押圧部材４ｐを押す力Ｆ３が発生する。摩擦板間の分布圧力Ｐ３により押圧部材４ｐに作用する力Ｆ３は、分布圧力Ｐ３を入口圧力Ｐ２から出口圧力Ｐ１へ直線的に変化する分布圧力と仮定すると、式（３）で表される。
【数３】
2016222380.tif 000005
ここで、π／４×（Ｄ１２−Ｄ２２）は、図中、Ｄ１とＤ２との間の円環状の受圧面の面積、すなわち押し当て面４ｒ１の面積Ａ１２を表している。
【００５０】
本実施の形態では、押圧部材４ｐにおいて、出口圧力Ｐ１が作用する受圧面の面積Ａ１４が、入口圧力Ｐ２が作用する受圧面の面積Ａ２３と分布圧力Ｐ３が作用する受圧面の面積Ａ１２との和よりも大きくなるように、押圧部材４ｐの形状が決定されており、上述したＤ１，Ｄ２，Ｄ３，Ｄ４の大小関係は、式（４）で表される。
【数４】
2016222380.tif 000006
式（４）の条件を考慮すると、圧力バランスによっては、ブレーキ力増加方向の力と、ブレーキ力減少方向の力とが等しくなる相殺条件が存在する。この相殺条件は、式（５）で表される。
【数５】
2016222380.tif 000007
【００５１】
式（５）に、式（１）〜（３）を代入すると、式（６）が得られる。
【数６】
2016222380.tif 000008
【００５２】
入口圧力Ｐ２と出口圧力Ｐ１との差圧ΔＰは、式（７ａ）で表される。なお、入口圧力Ｐ２を出口圧力Ｐ１と差圧ΔＰによって表すと式（７ｂ）のようになる。
【数７】
2016222380.tif 000009
【００５３】
式（６）に、式（７ｂ）を代入して整理すると、式（８）が得られる。
【数８】
2016222380.tif 000010
【００５４】
本実施の形態では、差圧ΔＰを検出し、式（８）が成立するように出口圧力Ｐ１を調整することで、ケーシング４ｇの内圧に起因して発生する押圧部材４ｐへの作用力を低減し、ブレーキ操作性の向上を図っている。
【００５５】
図２に示すように、本実施の形態では、出口圧力Ｐ１を調整するために、出口ポート４ｋとタンク１０との間の油路に、電磁比例リリーフ弁２１を設けている。また、差圧ΔＰを検出するために、冷却油ポンプ１９と入口ポート４ｊとの間の油路に冷却回路入口圧センサ２２ｉを設け、電磁比例リリーフ弁２１と出口ポート４ｋとの間に冷却回路出口圧センサ２２ｏを設けている。
【００５６】
コントローラ１８は、ＣＰＵ、ならびに、ＲＯＭやＲＡＭなどの記憶装置、その他の周辺回路などを有する演算処理装置を含んで構成される。コントローラ１８の記憶装置には、ブレーキ４の各部構成部材の寸法データ（Ｄ１，Ｄ２，Ｄ３，Ｄ４）ならびに、式（８）の情報が予め記憶されている。
【００５７】
コントローラ１８には、冷却回路入口圧センサ２２ｉおよび冷却回路出口圧センサ２２ｏが接続され、冷却回路入口圧センサ２２ｉで検出された入口圧力Ｐ２を表す信号、および、冷却回路出口圧センサ２２ｏで検出された出口圧力Ｐ１を表す信号が入力される（出入口圧力検出処理）。コントローラ１８は、入口圧力Ｐ２と出口圧力Ｐ１とから差圧ΔＰを演算する（差圧演算処理）。
【００５８】
コントローラ１８は、演算された差圧ΔＰと、記憶装置に記憶されている寸法Ｄ１，Ｄ２，Ｄ３，Ｄ４と、式（８）に基づいて、目標とする出口圧力Ｐ１を演算する（目標出口圧力演算処理）。コントローラ１８は、実際の出口圧力が目標とする出口圧力Ｐ１となるように電磁比例リリーフ弁２１のソレノイドに流す電流値を制御する（電流値制御処理）。なお、コントローラ１８は、上述の出入口圧力検出処理、差圧演算処理、目標出口圧力演算処理、電流値制御処理を所定の制御周期で繰り返し実行する。
【００５９】
上述した第１の実施の形態によれば、次の作用効果が得られる。
（１）圧接力調整装置（バネ４ｆおよび油圧シリンダ装置（４ｅ，４ｍ））による駆動力以外の力であって、摩擦板同士の圧接力を増加させるように押圧部材４ｐに対して作用する力Ｆｉ（＝Ｆ１）と、摩擦板同士の圧接力を減少させるように押圧部材４ｐに対して作用する力Ｆｄ（＝Ｆ２＋Ｆ３）とがバランスするように、ブレーキ４に対する冷却油の出口側の圧力（出口圧力Ｐ１）を調整することで、押圧部材４ｐに作用する力を制御するようにした。これにより、冷却油の流量や冷却油の温度に拘らず、力Ｆｉと力Ｆｄとをバランスさせ、ケーシング４ｇ内の冷却油の圧力がブレーキ操作性に与える影響を低減することができる。
【００６０】
特許文献１に記載の技術（以下、従来技術と記す）では、エンジン回転速度が高くなり、冷却油ポンプの吐出側に設けられるリリーフ弁がリリーフ設定圧を超えると、冷却油ポンプの吐出油の一部がリリーフ弁を介してバイパスされる構成である。したがって、リリーフ弁が作動する前の状態では、ケーシング内の冷却油の圧力がブレーキ操作性に与える影響を低減することができないという問題がある。また、従来技術では、冷却油が温度に応じて粘度が変化することに伴って、圧力損失が変化することについては考慮されていない。
【００６１】
これに対して、本実施の形態によれば、冷却油の流量の変化に拘らず（すなわち冷却油の流量が少ない状態であっても）、また冷却油の温度の変化に拘らず、ブレーキ操作性が変化することを防止できる。
【００６２】
（２）従来技術では、冷却油を積極的にバイパスさせて、圧力損失を低減する構成であるため、バイパスされた冷却油量の分だけ、ブレーキ内に導入される冷却油量が減るので、冷却性能が低下するおそれがある。これに対して、本実施の形態では、出口圧力Ｐ１を調整する構成であるので、冷却性能が低下することを抑制できる。
【００６３】
（３）ケーシング４ｇ内の冷却油の圧力により押圧部材４ｐに作用するブレーキ力減少方向の力を無効化できるので、安全性が向上している。
（４）ケーシング４ｇ内の冷却油の圧力により押圧部材４ｐに作用するブレーキ力減少方向の力を考慮してバネ４ｆの付勢力を設定する必要がないので、バネ４ｆを小型化・軽量化することでブレーキ４の小型化・軽量化を図ることができる。
【００６４】
−第２の実施の形態−
図６および図７を参照して、第２の実施の形態に係るブレーキ装置２Ｂについて説明する。なお、図中、第１の実施の形態と同一もしくは相当部分には同一の参照番号を付し、相違点を主に説明する。図６は、第２の実施の形態に係るブレーキ装置２Ｂを有するウインチ装置の構成を示す油圧回路図であり、図７は、第２の実施の形態に係るブレーキの構成を示す図である。第１の実施の形態では、出口圧力Ｐ１を調整する手段として電磁比例リリーフ弁２１を設けて、相殺条件が満たされるように出口圧力Ｐ１を調整する例について説明した（図２参照）。これに対して、第２の実施の形態では、電磁比例リリーフ弁２１に代えて、押圧部材４ｐに対して摩擦板同士の圧接力を増加させる方向、すなわちブレーキ力増加方向にアシスト力を付与するアシスト力発生装置としてアシスト油圧シリンダ装置を備えている。
【００６５】
第１の実施の形態では、押圧部材４ｐにおいて、出口圧力Ｐ１が作用する受圧面の面積Ａ１４が、入口圧力Ｐ２が作用する受圧面の面積Ａ２３と分布圧力Ｐ３が作用する受圧面の面積Ａ１２との和よりも大きくなるように、押圧部材４ｐの形状が決定されていたため、出口圧力Ｐ１を調整することで、相殺条件を成立させることができた。
【００６６】
これに対して、第２の実施の形態では、出口圧力Ｐ１が作用する受圧面の面積が、入口圧力Ｐ２が作用する受圧面の面積と分布圧力Ｐ３が作用する受圧面の面積との和が、等しい値となるように、押圧部材４ｐの形状が決定されている。
【００６７】
このため、出口圧力Ｐ１の調整により、圧力バランスによる相殺条件を成立させることはできず、ケーシング４ｇの内圧により発生するブレーキ力減少方向の力がブレーキ力増加方向の力よりも大きい状態となる。
【００６８】
そこで、第２の実施の形態では、冷却油の圧力により押圧部材４ｐに対して摩擦板同士の圧接力を減少させるように作用する力と、冷却油の圧力により押圧部材４ｐに対して摩擦板同士の圧接力を増加させるように作用する力との差に相当する力を、アシスト力発生装置によりアシスト力として付与する構成とした。
【００６９】
これにより、圧接力調整装置による駆動力以外の力であって、摩擦板同士の圧接力を増加させるように押圧部材４ｐに対して作用する力と、摩擦板同士の圧接力を減少させるように押圧部材４ｐに対して作用する力とを冷却油の流量や温度に拘らずバランスさせることができる。
【００７０】
以下、具体的に説明する。アシスト油圧シリンダ装置は、ブレーキ４に設けられたアシスト作動油室（ポジティブ室）２４ｕ（図７参照）と、ピストン部４ｅとを含んで構成されている。アシスト油圧シリンダ装置で発生するアシスト力は、パイロットポンプ９からアシスト作動油室２４ｕに供給する圧油の圧力を調整する電磁比例減圧弁２３（図６参照）と、電磁比例減圧弁２３の動作を制御するコントローラ１８とによって、制御される。
【００７１】
図７に示すように、ピストン部４ｅは、第１摺動部４ｔから入口ポート４ｊ側に突設される第３摺動部２４ｗを有している。第３摺動部２４ｗの外径は、第２摺動部４ｓの外径Ｄ４と同じ寸法である。第２エンドプレート２４ｇ４は、内側の面から突出する円筒部が設けられ、円筒部に内側に第３摺動部２４ｗが軸方向に摺動自在に保持されている。
【００７２】
アシスト作動油室２４ｕは、第３摺動部２４ｗの外周面と第１摺動部４ｔの入口ポート側端面とケーシング４ｇとによって画成された円筒状の空間であり、第２エンドプレート２４ｇ４に設けられたアシストポート２４ｖに連通されている。なお、アシストポート２４ｖは、図６に示すように、電磁比例減圧弁２３を介してパイロットポンプ９に接続されている。
【００７３】
電磁比例減圧弁２３は、パイロットポンプ９とアシストポート２４ｖとを結ぶ油路に設けられている。電磁比例減圧弁２３は、コントローラ１８に接続され、コントローラ１８からの制御信号に応じて、パイロットポンプ９の吐出圧を減圧してアシストポート２４ｖへ出力する。
【００７４】
図７を参照して、押圧部材４ｐに作用する力のうち、バネ４ｆおよび油圧シリンダ装置（４ｅ，４ｍ）とを含んで構成される圧接力調整装置による駆動力以外の力について説明する。
（２−１）出口圧力Ｐ１により押圧部材４ｐに作用する力Ｆ１
出口圧力Ｐ１により押圧部材４ｐに作用する力Ｆ１は、第１の実施の形態と同様、式（１）で表される。
【００７５】
（２−２）入口圧力Ｐ２により押圧部材４ｐに作用する力Ｆ２
入口圧力Ｐ２により押圧部材４ｐに作用する力Ｆ２は、ブレーキ力減少方向に作用する力であり、式（９）で表される。
【数９】
2016222380.tif 000011
ここで、Ｄ４は第３摺動部２４ｗの外径であり、π／４×（Ｄ２２−Ｄ４２）は、図中、Ｄ２とＤ４との間の円環状の受圧面の面積Ａ２４を表している。
【００７６】
（２−３）摩擦板間の分布圧力Ｐ３により押圧部材４ｐに作用する力Ｆ３
摩擦板間の分布圧力Ｐ３により押圧部材４ｐに作用する力Ｆ３は、第１の実施の形態と同様、式（３）で表される。
【００７７】
（２−４）アシスト力ＦＡ
アシスト作動油室２４ｕにパイロットポンプ９からのパイロット圧をアシスト圧として作用させることで、押圧部材４ｐに対して摩擦板同士の圧接力を増加させるアシスト力ＦＡを発生させることができる。アシスト力ＦＡは、アシスト圧をＰＡとすると、式（１０）で表される。
【数１０】
2016222380.tif 000012
ここで、π／４×（Ｄ３２−Ｄ４２）は、図中、Ｄ３とＤ４との間の円環状の受圧面の面積Ａ３４を表している。
【００７８】
圧接力調整装置による駆動力以外の力であって、押圧部材４ｐに作用するブレーキ力増加方向の力とブレーキ力減少方向の力との釣り合い式は、式（１１）で表される。
【数１１】
2016222380.tif 000013
【００７９】
式（１１）に、式（１）、式（９）、式（３）を代入すると、式（１２）が得られる。
【数１２】
2016222380.tif 000014
【００８０】
式（１２）を変形し、式（７ｂ）を代入して整理すると、式（１３）が得られる。
【数１３】
2016222380.tif 000015
【００８１】
式（１３）に、式（１０）を代入して整理すると、式（１４）が得られる。
【数１４】
2016222380.tif 000016
【００８２】
コントローラ１８の記憶装置には、式（１４）の情報が予め記憶されている。第２の実施の形態では、差圧ΔＰを検出し、式（１４）が成立するようにアシスト圧ＰＡを調整することで、圧接力調整装置による駆動力以外の力であって、摩擦板同士の圧接力を増加させるように押圧部材４ｐに対して作用する力と、摩擦板同士の圧接力を減少させるように押圧部材４ｐに対して作用する力とをバランスさせている。
【００８３】
コントローラ１８には、冷却回路入口圧センサ２２ｉおよび冷却回路出口圧センサ２２ｏが接続され、冷却回路入口圧センサ２２ｉで検出された入口圧力Ｐ２を表す信号、および、冷却回路出口圧センサ２２ｏで検出された出口圧力Ｐ１を表す信号が入力される（出入口圧力検出処理）。コントローラ１８は、冷却回路入口圧センサ２２ｉで検出された入口圧力Ｐ２と冷却回路出口圧センサ２２ｏで検出された出口圧力Ｐ１とから差圧ΔＰを演算する（差圧演算処理）。
【００８４】
コントローラ１８は、演算された差圧ΔＰと、記憶装置に記憶されている寸法Ｄ１，Ｄ２，Ｄ３，Ｄ４と、式（１４）に基づいて、目標とするアシスト圧ＰＡを演算する（目標アシスト圧演算処理）。コントローラ１８は、アシスト圧ＰＡがアシスト作動油室２４ｕに作用するように電磁比例減圧弁２３のソレノイドに流す電流値を制御する（電流値制御処理）。なお、コントローラ１８は、上述の出入口圧力検出処理、差圧演算処理、目標アシスト圧演算処理、電流値制御処理を所定の制御周期で繰り返し実行する。
【００８５】
第２の実施の形態では、圧接力調整装置（バネ４ｆおよび油圧シリンダ装置（４ｅ，４ｍ））による駆動力以外の力であって、摩擦板同士の圧接力を増加させるように押圧部材４ｐに対して作用する力Ｆｉ（＝Ｆ１＋ＦＡ）と、摩擦板同士の圧接力を減少させるように押圧部材４ｐに対して作用する力Ｆｄ（＝Ｆ２＋Ｆ３）とがバランスするように、アシスト圧ＰＡを調整することで、押圧部材４ｐに作用する力を制御するようにした。このような第２の実施の形態によれば、第１の実施の形態で説明した（１）〜（４）と同様の作用効果を奏する。また、第２の実施の形態によれば、出口圧力Ｐ１を上昇させる制御を行う必要がないため、ケーシング４ｇの内圧を第１の実施の形態に比べて低く抑えることが可能であり、許容圧力の低い廉価なオイルシール４ｈを採用することができる。
【００８６】
−第３の実施の形態−
図８を参照して、第３の実施の形態に係るブレーキ装置について説明する。なお、図中、第１の実施の形態と同一もしくは相当部分には同一の参照番号を付し、相違点を主に説明する。図８は、第３の実施の形態に係るブレーキ３４の構成を示す図である。
第１の実施の形態では、冷却油がディスク室１４２の内周側から外周側に向かって通過する構成のブレーキ４に本発明を適用した一実施形態について説明した。これに対して、第３の実施の形態では、冷却油がディスク室３４２の外周側から内周側に向かって通過する構成のブレーキ３４に本発明を適用した一実施形態について説明する。
【００８７】
第１の実施の形態の構成において、冷却油の流れ方向を逆にした場合、押圧部材４ｐにおいて、出口圧力Ｐ１が作用する受圧面の面積と分布圧力Ｐ３が作用する受圧面の面積との和が、入口圧力Ｐ２が作用する受圧面の面積よりも小さいため、出口圧力Ｐ１の調整により、相殺条件を成立させることはできない。
【００８８】
相殺条件を成立させるためには、第１の実施の形態のように、ブレーキ力増加方向に内圧が作用する受圧面の面積を、ブレーキ力減少方向に内圧が作用する受圧面の面積よりも大きくする必要がある。第３の実施の形態では、冷却油がディスク室３４２の外周側から内周側に向かって流れるブレーキ３４において、ブレーキ力増加方向に内圧が作用する受圧面の面積が、ブレーキ力減少方向に内圧が作用する受圧面の面積よりも大きくなるように押圧部材３４ｐの形状を決定している。
【００８９】
第３の実施の形態に係るブレーキ３４は、第１の実施の形態と同様の構成のキャリア軸４ｉ、回転摩擦板４ａ、固定摩擦板４ｂを備えている。第３の実施の形態に係るブレーキ３４は、押圧部材３４ｐの構成、および、入口ポート３４ｊおよび出口ポート３４ｋの位置が第１の実施の形態と異なっている。
【００９０】
押圧部材３４ｐは、円環状のプレッシャープレート３４ｄと、プレッシャープレート３４ｄの外周部から軸方向に延在するピストン部３４ｅとを有している。プレッシャープレート３４ｄには、固定摩擦板４ｂに当接される押し当て面３４ｒ１を有している。押し当て面３４ｒ１は、円環状の平面であって、内径Ｄ２が回転摩擦板４ａの摩擦材１４８の内径とほぼ同じ寸法とされ、外径Ｄ１が回転摩擦板４ａの摩擦材１４８の外径とほぼ同じ寸法とされている（Ｄ１＞Ｄ２）。押し当て面３４ｒ１とは反対側の面と、ケーシング４ｇの第２エンドプレート３４ｇ４との間にはバネ４ｆが配設されている。バネ４ｆは、弾性力により、押圧部材３４ｐを摩擦板に向けて付勢する弾性部材である。
【００９１】
ピストン部３４ｅは、円筒状に形成され、冷却油が通過する内部流路を有している。ピストン部３４ｅは、軸方向一端部においてプレッシャープレート３４ｄが設けられ、軸方向他端部において第１摺動部３４ｔが設けられ、軸方向中央に第２摺動部３４ｓが設けられている。第１摺動部３４ｔの外径Ｄ３は、第２摺動部３４ｓの外径Ｄ４よりも大きい（Ｄ３＞Ｄ４）。
【００９２】
ケーシング３４ｇの収容空間には、第１摺動部３４ｔが配置される摺動室３４０と、バネ４ｆが収容されるバネ室３４３と、キャリア軸４ｉの端部が収容されるキャリア軸室３４１と、摩擦板が収容されるディスク室３４２と、ディスク室３４２の外周側に配置される外周流路３４４とが形成されている。
【００９３】
摺動室３４０とバネ室３４３、および、バネ室３４３とキャリア軸室３４１とは、それぞれ連通されている。キャリア軸室３４１と外周流路３４４とはディスク室３４２を介して連通されている。冷却油の出口ポート３４ｋは第２エンドプレート３４ｇ４に設けられており、バネ室３４３が出口ポート３４ｋに連通されている。冷却油の入口ポート３４ｊは第２筒部３４ｇ２の外周壁に設けられており、外周流路３４４が入口ポート３４ｊに連通されている。
【００９４】
ケーシング３４ｇの第２筒部３４ｇ２には、第２摺動部３４ｓが摺動する摺動面を有する第２被摺動部３６２と、第１摺動部３４ｔが摺動する摺動面を有する第１被摺動部３６１とが設けられている。第２被摺動部３６２と第１被摺動部３６１と第２摺動部３４ｓと第１摺動部３４ｔとにより、ブレーキ作動油室３４ｍが画成されている。
【００９５】
第３の実施の形態では、第１の実施の形態と同様に、ブレーキ作動油室３４ｍがタンク圧になると、押圧部材３４ｐが、バネ４ｆの付勢力によって、第１エンドプレート４ｇ３側に移動し、すなわち摩擦板に近接する方向に移動し、回転摩擦板４ａと固定摩擦板４ｂとを圧接する。これにより、回転摩擦板４ａの表面（摩擦材１４８の表面）に摩擦力がブレーキ力として作用し、キャリア軸４ｉの回転が阻止される。
【００９６】
ブレーキ作動油室３４ｍにパイロット圧がブレーキ解除圧として作用すると、押圧部材３４ｐが、バネ４ｆの付勢力に抗して、第２エンドプレート３４ｇ４側に移動し、回転摩擦板４ａと固定摩擦板４ｂとの間に隙間が形成される。これにより、回転摩擦板４ａと固定摩擦板４ｂとの圧接力が除去され、回転摩擦板４ａおよびキャリア軸４ｉが回転可能となる。
【００９７】
押圧部材３４ｐに作用する力について説明する。
（３−１）出口圧力Ｐ１により押圧部材３４ｐに作用する力Ｆ１
出口圧力Ｐ１により押圧部材３４ｐに作用する力Ｆ１は、ブレーキ力増加方向に作用する力であり、式（１５）で表される。
【数１５】
2016222380.tif 000017
ここで、π／４×（Ｄ３２−Ｄ２２）は、図中、Ｄ３とＤ２との間の円環状の受圧面の面積Ａ３２を表している。
【００９８】
（３−２）入口圧力Ｐ２により押圧部材３４ｐに作用する力Ｆ２
入口圧力Ｐ２により押圧部材３４ｐに作用する力Ｆ２は、ブレーキ力減少方向に作用する力であり、式（１６）で表される。
【数１６】
2016222380.tif 000018
ここで、π／４×（Ｄ４２−Ｄ１２）は、図中、Ｄ４とＤ１との間の円環状の受圧面の面積Ａ４１を表している。
【００９９】
（３−３）摩擦板間の分布圧力Ｐ３により押圧部材３４ｐに作用する力Ｆ３
摩擦板間の分布圧力Ｐ３により押圧部材３４ｐに作用する力Ｆ３は、第１の実施の形態と同様、式（３）で表される。
【０１００】
なお、第３の実施の形態では、押圧部材３４ｐにおいて、出口圧力Ｐ１が作用する受圧面の面積Ａ３２が、入口圧力Ｐ２が作用する受圧面の面積Ａ４１と分布圧力Ｐ３が作用する受圧面の面積Ａ１２との和よりも大きくなるように、押圧部材３４ｐの形状が決定されており、Ｄ１，Ｄ２，Ｄ３，Ｄ４の大小関係は、式（１７）で表される。
【数１７】
2016222380.tif 000019
式（１７）を考慮すると、圧力バランスによっては、ブレーキ力増加方向の力と、ブレーキ力減少方向の力とが等しくなる相殺条件が存在する。この相殺条件は、第１の実施の形態と同様、式（５）で表される。
【０１０１】
式（５）に、式（３）、式（１５）および式（１６）を代入すると、式（１８）が得られる。
【数１８】
2016222380.tif 000020
【０１０２】
式（１８）に、式（７ｂ）を代入して整理すると、式（１９）が得られる。
【数１９】
2016222380.tif 000021
【０１０３】
第３の実施の形態では、第１の実施の形態と同様、電磁比例リリーフ弁２１、および、冷却回路入口圧センサ２２ｉおよび冷却回路出口圧センサ２２ｏを備えている（図２参照）。第３の実施の形態では、差圧ΔＰを検出し、式（１９）が成立するように出口圧力Ｐ１を調整することで、ケーシング３４ｇの内圧に起因して発生する押圧部材３４ｐへの作用力を低減し、ブレーキ操作性の向上を図っている。
【０１０４】
このような第３の実施の形態によれば、第１の実施の形態と同様の作用効果を奏する。
【０１０５】
このように、本発明は、冷却油の流れ方向に応じて押圧部材の形状を決定することで、冷却油の流量や温度の変化に拘らず、ブレーキ操作性を向上できるという作用効果を奏する。
【０１０６】
−相殺条件成立性の判定方法について−
ここで、第１の実施の形態や第３の実施の形態に係るブレーキの構成において、出口圧力Ｐ１の調整により、相殺条件を満足させることができるか否かを判定する方法の一例について説明する。出口圧力Ｐ１の調整により、相殺条件を満足させることができるか否かは、出口圧力Ｐ１を差圧ΔＰで表す相殺条件式において、差圧ΔＰの係数が正であるか否かを判別すればよい。差圧ΔＰの係数が正である場合は、出口圧力Ｐ１の調整により相殺条件を成立させることができ、差圧ΔＰの係数が０または負である場合は、出口圧力Ｐ１の調整により相殺条件を成立させることができない。
【０１０７】
（第１の実施の形態で冷却油の流れを逆向きにした場合における判定方法）
第１の実施の形態において、冷却油の流れ方向を外周側から内周側にした場合、入口圧力Ｐ２が作用する受圧面と、出口圧力Ｐ１が作用する受圧面との関係が逆になる。このため、式（６）のＰ１とＰ２を入れ替えることで、相殺条件を表す式（２０）が得られる。
【数２０】
2016222380.tif 000022
【０１０８】
式（２０）に式（７ｂ）を代入して整理すると、式（２１）が得られる。
【数２１】
2016222380.tif 000023
ここで、式（４）の大小関係があるため、式（２１）の差圧ΔＰの係数は式（２２）で表すように負となる。
【０１０９】
【数２２】
2016222380.tif 000024
差圧ΔＰの係数が負になるため、出口圧力Ｐ１を調整することで相殺条件を成立させることはできない。第１の実施の形態に係るブレーキ４において、摩擦板の外周側から内周側に向かって冷却油を流す場合には、常にブレーキ力増加方向の力が押圧部材４ｐに作用することになる。
【０１１０】
（第３の実施の形態で冷却油の流れを逆向きにした場合における判定方法）
第３の実施の形態において、冷却油の流れ方向を内周側から外周側にした場合、入口圧力Ｐ２が作用する受圧面と、出口圧力Ｐ１が作用する受圧面との関係が逆になる。このため、式（１８）のＰ１とＰ２を入れ替えることで、相殺条件を表す式（２３）が得られる。
【数２３】
2016222380.tif 000025
【０１１１】
式（２３）に式（７ｂ）を代入して整理すると、式（２４）が得られる。
【数２４】
2016222380.tif 000026
ここで、式（１７）の大小関係があるため、式（２４）の差圧ΔＰの係数は式（２５）で表すように負となる。
【０１１２】
【数２５】
2016222380.tif 000027
差圧ΔＰの係数が負になるため、出口圧力Ｐ１を調整することで相殺条件を成立させることはできない。第３の実施の形態に係るブレーキ３４において、摩擦板の内周側から外周側に向かって冷却油を流す場合には、常にブレーキ力増加方向の力が押圧部材３４ｐに作用することになる。
【０１１３】
出口圧力Ｐ１の調整により相殺条件が満足できることが判定された場合は、出口圧力Ｐ１の調整を行う構成（第１の実施の形態および第３の実施の形態）あるいはアシスト力発生装置を備える構成（第２の実施の形態）を採用することで、ブレーキ操作性の向上を図ることができる。出口圧力Ｐ１の調整により相殺条件が満足できないことが判定された場合は、アシスト力発生装置を備える構成（第２の実施の形態）を採用することで、ブレーキ操作性の向上を図ることができる。
【０１１４】
次のような変形も本発明の範囲内であり、変形例の一つ、もしくは複数を上述の実施形態と組み合わせることも可能である。
（変形例１）
上述した実施の形態では、相殺条件を表す数式（式（８）、式（１４）、式（１９））をコントローラ１８の記憶装置に記憶させておき、この相殺条件式と、出入口圧力（Ｐ１，Ｐ２）から演算された差圧ΔＰと、記憶装置に記憶されている寸法Ｄ１，Ｄ２，Ｄ３，Ｄ４とから、目標とする出口圧力Ｐ１やアシスト圧ＰＡを演算する例について説明したが、本発明はこれに限定されない。予め、差圧ΔＰと出口圧力Ｐ１との関係や、差圧ΔＰとアシスト圧ＰＡとの関係を表す特性をルックアップテーブル形式で記憶装置に記憶させておき、検出された差圧ΔＰに応じた出口圧力Ｐ１、あるいはアシスト圧ＰＡをテーブルから読み出すようにしてもよい。
【０１１５】
（変形例２）
上述した実施の形態では、クローラクレーンのウインチのブレーキ装置に本発明を適用する例について説明したが、その他、テレスコピッククレーンなどの移動式クレーンや、固定式クレーンにも本発明を適用することができる。
【０１１６】
本発明の特徴を損なわない限り、本発明は上記実施の形態に限定されるものではなく、本発明の技術的思想の範囲内で考えられるその他の形態についても、本発明の範囲内に含まれる。
【符号の説明】
【０１１７】
４  ブレーキ（湿式多板ブレーキ）、４ａ  回転摩擦板（摩擦板）、４ｂ  固定摩擦板（摩擦板）、４ｅ  ピストン部（油圧シリンダ装置）、４ｆ  バネ（弾性部材）、４ｇ  ケーシング、４ｍ  ブレーキ作動油室（油圧シリンダ装置）、４ｐ  押圧部材、９  パイロットポンプ（アシスト力発生装置）、１８  コントローラ（作用力制御装置）、２１  電磁比例リリーフ弁（圧力調整装置）、２２ｉ  冷却回路入口圧センサ（差圧検出装置）、２２ｏ  冷却回路出口圧センサ（差圧検出装置）、２３  電磁比例減圧弁（アシスト力発生装置）、２４ｕ  アシスト作動油室（アシスト力発生装置）、３４ｅ  ピストン部（油圧シリンダ装置）、３４ｇ  ケーシング、３４ｐ  押圧部材、１０５  巻上ウインチ、Ｂ，２Ｂ  ブレーキ装置
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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