液压绞盘 本发明涉及一种以液压马达驱动绞盘鼓的液压绞盘。
以往，作为起重机等设备所装备的液压绞盘，其一般结构是，除了具有以马达实现负荷(吊重负荷)提升/落放的动力运行模式之外，还具有单独的自由下落运行模式，在该自由下落运行模式下，靠负荷使绞盘鼓作落放旋转而实现负荷的自由下落(参照特开平9-216793号公报)。
对具备该自由下落运行模式的现有液压绞盘的结构，结合图28～31进行说明。
图28以原理形式示出绞盘本体部分的结构。该图中，1是绞盘鼓，2是作为该绞盘鼓1的驱动源的液压马达(以下称作绞盘马达)，该绞盘马达2的输出轴2a与绞盘鼓1之间设有传递动力的行星齿轮机构3。
4是该行星齿轮机构3的太阳齿轮，5是行星齿轮，6是设在绞盘鼓1的内周上的齿圈，7是支撑行星齿轮5地载体，8是载体轴，该载体轴8上设有多片盘9，由该多片盘9、实现该多片盘9工作(压触)与解除工作(分离)的压力板10、驱动该压力板10的制动油缸11、以及加压弹簧12构成液压制动器13，该液压制动器13用来实现绞盘鼓1与输出轴2a的连结与分离，并兼作为对该绞盘鼓1的自由下落实施制动的离合器。
多片盘9由多片的内盘片(第1摩擦片)14与多片的外盘片(第2摩擦片)16构成，所述内盘片14安装成可相对于载体轴8一体地旋转且能够沿轴向移动，所述外盘片16以能够沿轴向移动从而可相对于上述各内盘片14离合的状态安装在制动器外壳15上，所述内、外两盘片14、16，在制动器外壳15的一个侧壁15a与压力板10二者之间或相压触而使制动器(离合器)为接通状态，或相分离而使制动器(离合器)为关断状态。
加压弹簧12设置在制动器外壳15的另一个侧壁15b与压力板10之间，对压力板10向制动器接通方向施加弹簧力。
制动油缸11具有双杆型活塞11P、对压力板10向制动器接通方向(图中的右方向)加压的正向油室11a、对压力板10向制动器关断方向(图中的左方向)加压的反向油室11b，与反向油室11b相连接的反向管线17直接接到制动器油压源18上。
另一方面，与正向油室11a相连接的正向管线19经高压选择阀(梭阀)20分为两个分支，一个分支管线经电磁式模式切换阀21连接到油压源18或油箱T，另一个分支管线经制动阀(减压阀)22连接到油压源18或油箱T。
通过图中未示出的模式切换开关的操作，可使模式切换阀21在制动位置a与自由下落位置(制动解除位置)b之间进行切换，处于制动位置a位置时，正向油室11a与液压源18相连接，处于自由下落位置b位置时则与油箱T相连接。
对制动阀22，是通过脚踏板23进行操作，与该操作量相应的输出侧压力经高压选择阀20供向制动油缸11的正向油室11a。
按照上述结构，可获得如下作用。
①当处于模式切换阀21位于制动位置a的状态时，制动油缸11的两侧油室11a、11b的压力相同，故对该制动油缸11本身不产生推力，在加压弹簧12的弹簧力的作用下，将压力板10与制动油缸11一起向多片盘9侧(制动起作用的方向)推压而将制动器接通。
在该状态下，由于载体轴8固定而不能旋转，故绞盘马达2的旋转力经行星齿轮机构3传递给绞盘鼓1，按照未图示的远控阀的操作，绞盘鼓1将作提升或落放旋转。
②当模式切换阀21切换到自由下落位置b时，制动油缸11的正向油室11a与油箱T相连通，与反向油室11b之间产生压力差，该压力差对制动油缸11产生的推力大于加压弹簧12的弹簧力，从而将制动油缸11向多片盘9相反一侧(制动解除方向)推压而将制动器关断。
在该状态下，由于载体轴8处于自由状态，绞盘鼓1将处于能够在负荷作用下向落放方向自由旋转的状态，即能够自由下落的状态。
并且，此时，通过对制动阀22的操作，多片盘9在与该操作量相应的输出侧压力的作用下呈接通状态，而对绞盘鼓1施加制动力。
这种液压绞盘本体部分的具体结构示于图29～图31。对于各图中与图28相同的部分赋予相同的编号。
制动油缸11中，在活塞11P的一侧一体地设有正向活塞杆24，而在相反一侧一体地设有反向活塞杆25。
该两侧的活塞杆24、25呈中空轴形成，在反向活塞杆25的前端上，经连接板26安装有压力板10。
27、27是压力板安装螺栓，28是固定在载体轴8外周上的内盘片安装体，在该安装体28的外周上，可沿轴向移动地安装有多片盘9的内盘片14。
制动油缸11的正向油室11a和反向油室11b分别形成于油缸端盖29同活塞11P之间和活塞11P同制动器外壳15的侧壁15b之间，并经油路30、31与正向管线19、反向管线17相连接。
然而，现有的这种液压绞盘存在下述问题。
(I)关于制动油缸11中活塞11P的超程
如图30的放大图所示，压力板10在其中心部具有嵌合孔10a，该嵌合孔10a中嵌合有连接板26。
该连接板26的一端上设有凸缘26a，该凸缘26a从多片盘9一侧卡止在压力板10的嵌合孔10a的周缘上，在该状态下，以螺栓27、27将该压力板10与制动油缸11的活塞11P(即两侧活塞杆24、25)连结起来。
这样，制动器置关断方向上的油缸推力经连接板26传递给压力板10的同时，加压弹簧12在制动器置接通方向上的弹簧力经压力板10与连接板26传递到活塞11P上。
其中，制动油缸11中的反向活塞杆25的外径尺寸Φ1和连接板26本体的直径尺寸Φ2大致相等，且这两个尺寸Φ1、Φ2小于压力板10的嵌合孔直径尺寸Φ3。
因此，反向活塞杆25及连接板26相对于压力板10在多片盘9方向(图中的右方向)上是自由的。
因而，当图28的模式切换阀21从自由下落位置b切换到制动位置a而使得压力板10在加压弹簧12的作用下被推向多片盘9一侧、反向活塞杆25及连接板26与该压力板10一起向多片盘9一侧移动时，由于惯性作用而超程，尔后，当模式切换阀21自制动位置a向自由下落位置b进行切换时，上述超程量将使得活塞11P的移动滞后，导致切换响应性变坏，使作业效率降低。
(II)关于多片盘9的接触阻力
当模式切换阀21置于制动位置a时，压力板10将从图31的实线位置如该图双点划线所示地向多片盘9一侧移动，使得内、外两盘片14、16彼此压触。
并且，当在该状态下将模式切换阀21切换到自由下落位置b时，两盘片14、16之间的压触力虽解除，但并没有主动地使它们相互分离的力，因此，两盘片14、16仍保持相互接触的状态。
因此，即使在自由下落运行时，也作用有由该接触阻力所产生的较小的制动力。
这种情况下，若负荷重量大，则这一较小的制动力可以忽略，但当负荷重量小时(例如，起重作业时仅有空钩时)，有可能因上述较小制动力的存在而导致负荷下落速度降低或不能下落，使自由下落作业的效率降低。
(III)关于湿式离合器的连带阻力
当在液压制动器13中使用摩擦式的多片盘9时，有可能出现衰减现象，即因发热而使摩擦面的摩擦系数降低、从而导致制动力减小的现象。
为此，以往在这种场合下，采用将冷却油引入多片盘9内并使之循环的湿式离合器方式(例如，可参照特开平9-100093号公报)。
但是，按照该湿式离合器，进行自由下落运行时，即使将多片盘9中内、外两盘片14、16之间的压触解除(抑或甚至保证在两盘片之间存在间隙)时，由于存在于两盘片之间的冷却油的粘性阻力的作用，将有连带阻力(牵引阻力)作为制动力作用于两盘片14、16上。
与上述两盘片之间的接触阻力同样，该连带阻力所产生的制动力也不是很大，故在大负荷时，不存在问题，但小负荷时，会导致自由下落的速度降低或不能下落。
作为相应对策，可以考虑在自由下落运行时使两盘片14、16之间的间隙足够大，但是，这样一来，虽然小负荷时能够可靠实现自由下落作业，但另一方面，实现两盘片14、16的压触与分离所必需的行程将变大，导致制动的响应性降低，故不能做到急停等，特别是对大负荷作业不利。
(IV)关于高压选择阀的配置
作为自由下落运行时使制动阀22的输出侧压力经高压选择阀20供向制动油缸11的正向油室11a，以使制动力起作用这样一种公知技术，即作为在制动阀22与正向油室11a之间存在着高压选择阀20这一故障因素的绞盘结构，有可能由于该高压选择阀20发生故障或失常而导致制动阀输出侧压力不能正常传递到正向油室11a，从而不能够按照操作者的意愿发挥制动作用。
本发明的目的是，第1，提供这样一种液压绞盘，即能够防止在自制动解除状态切换到制动作用状态时制动油缸出现超程，从而使得再切换到制动解除状态时的切换响应性提高。
第2，提供这样一种液压绞盘，即减小制动解除状态下摩擦片之间的接触阻力，提高小负荷时自由下落作业的效率。
第3，提供这样一种液压绞盘，即采用湿式制动器的场合，摩擦片间的连带阻力可随负荷的大小而变化，小负荷时间隙增大，以提高自由下落作业的效率，大负荷时，保证具有良好的制动响应性。
第4，提供这样一种液压绞盘，即进行自由下落运行时，保证能够按照操作者意愿发挥制动作用，故安全性得到提高。
本发明所涉及的液压绞盘，具有靠液压马达驱动而旋转的绞盘鼓、在上述绞盘鼓进行自由下落旋转时对其进行制动的液压制动器，该液压制动器具有可在使相向配置的第1和第2两摩擦片相压触而形成制动力的制动作用方向上产生推力和在解除该制动力的制动解除方向上产生推力的制动油缸，在该制动油缸的活塞杆上，嵌合连结有中心部具有嵌合孔的压力板，并且，在上述制动油缸的活塞杆与压力板的嵌合连结部分上设有轴向和径向的间隙，由于该间隙的存在，活塞杆与压力板呈能够在受到限制的一定范围内沿轴向和径向相对移动的状态而相连结。
由此，制动油缸的活塞杆被仅能够在受到限制的一定范围内沿轴向相对于压力板移动地连结，活塞杆单独在轴向上的活动受到限制，因此，在向制动作用状态切换时，能够防止制动油缸产生超程。因此，能够改善再次向制动解除状态切换时的切换响应性。
并且，活塞杆与压力板能够在间隙范围内沿轴向和径向游动，因此，不必担心会象将它们一概不能相对移动地进行连结的场合那样，当有强制性载荷(弯曲载荷等)作用于嵌合部分上时，导致连结部分损伤等情况发生。
也可以设置可在保持上述两个摩擦片之间的间隙的方向上施加弹簧力的弹簧件。
由此，能够在制动解除状态下，靠弹簧件确保第1和第2摩擦片之间的间隙，因此，能够减小两个摩擦片的接触阻力，提高小负荷时自由下落作业的效率。
在设置有使上述制动油缸在制动作用状态和制动解除状态之间进行切换的模式切换阀的液压绞盘中，也可以设置有在以上述模式切换阀将制动油缸置于制动解除状态的状态下，使上述第1和第2两个摩擦片之间的间隙可变的自由下落模式切换装置。
此外，自由下落模式切换装置可以这样构成，即能够通过改变制动油缸两侧油室间的压力差而使两个摩擦片之间的间隙可变。
另外，作为上述自由下落模式切换装置，也可以在制动油缸中的向制动作用方向加压的正向油室上所连接的正向管线和向制动解除方向加压的反向油室上所连接的反向管线中的一方的液压管线中，设置压力不同的两种液压源和对其中的一种液压源进行选择并向上述一方的液压管线引入的压力切换阀。
也可以是，上述自由下落模式切换装置的输出侧与压力选择阀的一个输入口连接，进行自由下落作业时使制动油缸向制动器置接通方向动作的制动阀的输出侧与上述压力选择阀的另一个输入口连接，这些自由下落模式切换装置及制动阀的输出压力中经上述压力选择阀选择的压力被引入正向管线和反向管线中的一方的液压管线中。
还可以是，上述自由下落模式切换装置的输出侧与正向管线和反向管线中的一方的液压管线直接连接或经由使制动油缸向制动方向动作的制动阀进行连接。
也可以是，上述制动油缸中的向制动作用方向加压的正向油室上所连接的正向管线和向制动解除方向加压的反向油室上所连接的反向管线中的一方的液压管线中，设置输出压力可多级变化的液压源而构成自由下落切换装置。
由此，对于使用湿式制动器的液压绞盘，能够以自由下落模式切换装置改变制动解除状态下的两个摩擦片的间隙。
因此，能够根据负荷使该间隙大小适当，即小负荷时使间隙变大以减小连带阻力，连带阻力不成其为问题的大负荷时使间隙变小，以改善制动响应性。
另外，在具有向制动作用方向加压的正向油室和向制动解除方向加压的反向油室的液压绞盘中，上述制动油缸最好这样构成，即在上述制动油缸的正向油室与制动液压源之间，设置能够对正向油室的压力进行调整的制动阀，以及可在使正向油室得以加压的制动位置与使正向油室的压力得以减压的自由下落位置之间进行切换动作的模式切换阀装置，当该模式切换阀装置处于上述制动位置时，上述正向油室经该切换阀装置而与制动液压源连接，当处于上述自由下落位置时，正向油室经切换阀装置和上述制动阀而与制动液压源连接。
最好是，上述模式切换阀装置由多个切换阀构成，仅在所有该各切换阀位于自由下落位置的状态下才能够使正向油室的压力得以减压。
最好是，将对应于上述制动油缸的正向油室的液压源与对应于该制动油缸的反向油室的液压源分别设置并设定为高压。
最好是，在上述制动油缸的反向油室和与该油室对应的液压源之间设置有当模式切换阀装置向制动位置切换时使反向油室与油箱连通的辅助切换阀。
最好是，将上述制动油缸中的正向油室的受压面积设定得比反向油室的受压面积大。
按照上述结构，在模式切换阀装置位于自由下落位置的状态下，即经制动阀的操作而使制动起作用的状态下，由于制动阀与制动油缸的正向油室之间仅存在模式切换阀装置，而不存在现有绞盘所具有的高压选择阀那样的故障因素，因此，进行自由下落运行时，能够按照操作者的意愿实施制动作用，保证了作业的安全性。
另外，在欲将模式切换阀装置从自由下落位置向制动位置切换时，即使发生构成该切换阀装置的部分切换阀与切换信号无关地粘滞于自由下落位置的故障，只要其它切换阀切换到制动位置，作为切换阀装置整体即切换在制动位置，因此，不必担心在操作者欲切换到制动位置时会停滞在自由下落位置。
在采用摩擦制动器作为液压制动器的场合，即使在发生因发热导致摩擦面的摩擦系数降低而制动力不够的衰减现象时，或者加压弹簧的弹簧力随着时间的推移而减小时，由于制动油缸的正向油室的压力高于反向油室的压力，其压力差在制动器置接通的方向上起作用，因此能够保证所必需的制动力。
作为上述衰减现象的防止对策，有人提出作为向液压制动器内供给冷却油的所谓湿式制动器而加以采用的技术(例如，可参照特开平9-100093号公报)，但是，由于制动性能会因冷却油中所含的添加剂的种类的不同而变化，所以为了保证既定的制动性能，即使对同种冷却油也指定了品牌，故通用性差。
而与此相比，若按照上述构成，即使在液压制动器为湿式的场合，也能够与上述同样地保证可靠的制动作用，而与冷却油的种类和品牌无关，增加了冷却油的通用性。
图1是本发明第1实施形式的液压绞盘制动油缸部分的剖视图。
图2是本发明第2实施形式的液压绞盘多片盘部分的制动作用状态的剖视图。
图3是本发明第2实施形式的液压绞盘多片盘部分的制动解除状态的剖视图。
图4是本发明第3实施形式的液压绞盘多片盘部分的制动解除状态的剖视图。
图5是本发明第4实施形式的液压绞盘多片盘部分的制动解除状态的剖视图。
图6是第2～第4各实施形式中所使用的弹簧部件的主视图。
图7是第2～第4各实施形式中所使用的弹簧部件的局部侧视图。
图8是展示本发明第5实施形式的液压绞盘本体部分的原理性结构与液压回路结构的附图。
图9是本发明第5实施形式的电气操作电路图。
图10是本发明第6实施形式的液压绞盘的局部液压回路结构图。
图11是本发明第7实施形式的液压绞盘的局部液压回路结构图。
图12是本发明第8实施形式的液压绞盘的局部液压回路结构图。
图13是本发明第9实施形式的液压绞盘的局部液压回路结构图。
图14是本发明第10实施形式的液压绞盘的局部液压回路结构图。
图15是本发明第11实施形式的液压绞盘的局部液压回路结构图。
图16是本发明第12实施形式的液压绞盘的局部液压回路结构图。
图17是本发明第13实施形式的液压绞盘的局部液压回路结构图。
图18是本发明第14实施形式的液压绞盘的局部液压回路结构图。
图19是展示本发明第15实施形式的液压绞盘装置的绞盘结构与液压回路结构的附图。
图20是本发明第15实施形式中用于模式切换的电气操作电路图。
图21是本发明第16实施形式的液压绞盘装置的局部液压回路结构图。
图22是展示本发明第16实施形式的电位计输出电压与制动阀输出侧压力之关系的附图。
图23是本发明第17实施形式的液压绞盘装置的局部液压回路结构图。
图24是本发明第17实施形式中用于模式切换的电路的构成图。
图25是本发明第18实施形式的液压绞盘的局部液压回路结构图。
图26是本发明第19实施形式的液压绞盘的局部液压回路结构图。
图27是展示本发明第20实施形式的液压绞盘的具体结构的剖视图。
图28是展示现有液压绞盘本体部分的原理性结构与液压回路结构的附图。
图29是展示现有液压绞盘局部具体结构的剖视图。
图30是该现有绞盘之制动油缸部分的放大图。
图31是该现有绞盘之多片盘部分处于制动解除状态时的剖视图。
下面，结合图1～图27对本发明的实施形式进行说明。
在以下各实施形式中，对于与展示现有技术的图28～图31中相同的部分赋予相同的编号，将其说明予以省略。
第1实施形式
制动油缸11中的反向活塞杆25的前端上，经具备凸缘26a的连接板26嵌合连结有其中心部具有嵌合孔10a的压力板10。
仅对与图30的不同点进行说明。即，第1实施形式中，将制动油缸11中的反向杆(也称作反向活塞杆)25的外径尺寸φ1、连接板26的外径尺寸φ2、压力板10的内径尺寸(嵌合孔10a的直径尺寸)φ3之间的关系设定为
①φ1＞φ3，且φ1-φ3＝d
②φ3＞φ2，且φ3-φ2＝e
而将连接板26与压力板10的嵌合部分的长度L1、L2设定为
③L1＞L2，且L1-L2＝f
由于按照上述①②③设定尺寸，连接板26(反向活塞杆25)与压力板10以能够在间隙f、e的范围内沿轴向和径向相对移动的状态相连结。
由于采用这样的结构，活塞11P单独在轴向上的活动被限定在范围f内，因此，在从制动解除状态向制动作用状态进行切换时，活塞11P不会向多片盘一侧(图中的右方向)产生大的超程。
因此，可使得继而向制动解除状态进行切换时的响应性得到改善。
并且，由于反向活塞杆25以及连接板26与压力板10能够在间隙f、e的范围内沿轴向和径向作相对游动，因此，不必担心会象将它们一概不能相对移动地进行连结的场合那样，当有强制性载荷(弯曲载荷等)作用于嵌合部分上时，导致例如连结螺栓27、27损伤等情况发生。
该实施形式中，是依照上述①进行尺寸设定，在反向活塞杆25与压力板10之间设置了径向高低差d，并使得它们在轴向上的相对移动被限制在一定的小范围(间隙f)内，但若设定为φ1≤φ3，则由于
(甲)在连接板26或反向活塞杆25的外周上安装卡圈，该卡圈与压力板10的多片盘相反一侧(图1的左侧)的表面相对向，
(乙)在压力板10的内周侧安装卡圈，该卡圈与连接板凸缘26a的多片盘一侧(图1的右侧)的表面相对向，
也能够达到同样的作用。
第2～第4实施形式
与图28、图31所示的现有技术同样，多片盘9由沿轴向交互地相向配置的、各有多片的内、外两盘片(第1、第2摩擦片)14、16构成。
图2～图7所示的第2～第4各实施形式中，该多片盘9上设有多个弹簧件32，靠该弹簧件32保持两盘片14、16之间的间隙c。
作为该弹簧件32，在图2、图3所示第2实施形式中，是设置在相邻的外盘片16、16的外周部之间，在图4所示第3实施形式中，是设置在相邻的内盘片14、14的内周部之间，而在图5所示第4实施形式中，则是以将第2和第3两个实施形式相结合的形式，分别设置在外盘片16、16之间和内盘片14、14之间。
弹簧件32的形状如图6、7所示，是将呈曲折状弯折的线簧加工成环状而成，在内盘片之间或外盘片之间，并以对双方沿轴向施加弹簧力的状态进行安装。
按照这种结构，由于在制动解除状态下，第2实施形式的各外盘片16之间和第3实施形式的各内盘片14之间分别保持有一定的间隔，故能够保证内、外两盘片14、16之单面之间存在间隙c。因此，两盘片14、16之间的接触阻力减小。
而在第4实施形式中，由于保证了内、外两盘片14、16之间存在一定的间隙c，使得两盘片14、16之间的接触阻力为零。
因此，按照这些实施形式的结构，由于进行自由下落作业时能够减小多片盘9的接触阻力所产生的制动力，故不必担心小负荷自由下落作业时负荷下落速度降低或不能下落。
下面的第5实施形式～第14实施形式属于多片盘9中的内、外两盘片14、16之间的间隙可变的发明。
第5实施形式
如图8所示，与制动油缸11的反向油室11b连接的反向管线17直接与液压源18相连接。
而与正向油室11a连接的正向管线19与模式切换阀33的输出口相连接，该模式切换阀33是作为在制动位置a与自由下落位置(制动解除位置)b之间进行切换的电磁切换阀。
该模式切换阀33有两个输入口，一个输入口直接与液压源18连接，另一个输入口经自由下落模式切换装置34和通过脚踏脚踏板23进行操作的制动阀22而与液压源18和油箱T连接。
自由下落模式切换装置34具有将液压源18的压力Pg减压为一定压力Ph的减压阀35和压力切换阀36，该压力切换阀36是在与所述减压阀35的输出侧连通的高压位置a和与油箱T连通的低压位置b之间进行切换的电磁切换阀。
37是对压力切换阀36所选择的压力(减压阀输出侧压力Ph或油箱压力Pt)和制动阀22的输出侧压力Pi中的高压侧进行选择的高压选择阀(梭阀)，模式切换阀33的一个输入口与该高压选择阀37的输出口相连接。
图8中，38是对绞盘马达2的提升/落放旋转进行控制的远控阀，39是靠该远控阀38的输出侧压力(远控压力)进行控制，以在中立/提升/落放的甲/乙/丙3个位置之间进行切换的绞盘用控制阀，40是作为绞盘马达2的液压源的液压泵。
41是油缸式停车制动器，其结构是靠弹簧41a的力对马达输出轴2a施加制动力，导入油压时作为解消制动力的反向制动器，该停车制动器41的油室41b经油压先导式的停车制动器控制阀42而与制动用液压源18或油箱T相连接。
停车制动器控制阀42在远控阀38未操作时(中立时)被置于图示的制动位置a，而在远控阀38操作时，因有远控压力供给而被置于图中右侧的制动解除位置b。
即，在进行提升/落放操作时，停车制动器41被解除，使得绞盘鼓1能够作提升/落放旋转，而未操作时，该制动器41起作用，对绞盘鼓1进行制动使之停止旋转。
43是用来取出远控压力并向停车制动器控制阀42供给的高压选择阀，44是对远控压力进行检测并自b(常闭)接点切换到a(常开)接点的压力开关。
此外，该实施形式中，为防止出现多片盘9的衰减现象，采用了将来自冷却泵45的冷却油向多片盘9内供给并使之循环的湿式制动方式。
图9中的46是模式切换开关，它这样构成，即该模式切换开关46、压力开关44以及模式切换阀33的螺线管33s的串联电路接到电源上，当
①压力开关44处于b接点(远控阀38未操作)状态，且
②操作模式切换开关46使之接通
时，螺线管33s通电，模式切换阀33将自制动位置a切换到自由下落位置b。
换言之，模式切换阀33在远控阀操作时(提升/落放运行时)或者在模式切换开关46未操作时，处于制动位置a。
此外，图9中，47是自由下落模式切换开关，该开关47与自由下落模式切换装置34中压力切换阀36的螺线管36s的串联电路与模式切换阀33的螺线管33s并联连接。
也就是说，压力切换阀36这样构成：当模式切换阀33处于制动位置a时，处于图8所示的高压位置a，当以模式切换阀33切换到自由下落位置b为前提，操作自由下落模式切换开关47将其接通时，将切换到低压位置b。
关于该第5实施形式所涉及的液压绞盘的工作原理，仅对不同于图28所示的现有绞盘之处进行说明。
当处于模式切换阀33置于制动位置a的状态时，由液压源18向制动油缸11的两侧油室11a、11b供给相同的压力，产生与图28所示现有绞盘相同的动作，因此，在这里，仅对模式切换阀33处于自由下落位置b的状态(进行自由下落作业时)下的动作原理进行说明。
反向油室11b中，总有液压源18的压力Pg原封不动地供给。
在该状态下，当将自由下落模式切换开关47断开时，压力切换阀36处于图中的高压位置a，因此，减压阀35的输出侧压力Ph将供向制动油缸11的正向油室11a。
而当自由下落模式切换开关47接通时，由于压力切换阀36将切换到低压位置b，因此，正向油室11a的压力将变为油箱压力Pt。
在这里，由于压力Pg、Ph、Pt有
Pg＞Ph＞Pt
这样的关系，因此，两侧油室11a、11b的压力差ΔP＝Pg-(Ph或Pt)，在自由下落模式切换开关47断开时变小，而在该开关47接通时变大。
由此，制动油缸11的制动器关断方向上的推力在开关断开时变小，在开关接通时变大，相应地，内、外两盘片14、16变小，在后者时变大。
因此，当开关47断开时，制动阀22的操作引发制动器关断的响应性得到改善，当对开关47进行接通操作时，虽然响应性降低，但多片盘9的连带阻力变小。
因而，能够在小负荷时通过将开关47接通(间隙增大)以减小连带阻力，从而使得自由下落作业的效率提高，而在连带阻力不成其为问题的大负荷时，可将开关47断开(间隔减小)以提高制动响应性，改善急停性能。
第6实施形式
仅对与第5实施形式的不同点进行说明。图10所示第6实施形式中，正向管线19直接与油箱T连接，反向管线17与第5实施形式的正向管线19同样，经模式切换阀33、自由下落模式切换装置34以及制动阀22与液压源18或油箱T连接。
制动阀22为所谓的反比例型，在未操作时输出高压。
另外，设有低压选择阀48以替代第5实施形式中的高压选择阀37，其构成能够对自由下落模式切换装置34的输出侧压力Ph或Pg以及制动阀输出侧压力Pi中的低压侧进行选择。
压力切换阀36可在图右侧的高压位置a和左侧的低压位置b之间进行切换，
①在图9的自由下落模式切换开关47断开的状态下，该切换阀36将位于低压位置b，减压阀输出侧压力Ph供向制动油缸11的反向油室11b，
②该开关接通时，该切换阀36处于高压位置a，液压源压力Pg供向该油室11b。
由此，使得制动油缸11的制动阀关断方向上的推力，在开关断开时变小(盘片间间隙小)，开关接通时变大(盘片间间隙大)，从而获得与第5实施形式同样的动作效果。
第7实施形式
图11所示第7实施形式中，省略了图8所示的第5实施形式的高压选择阀37、图10所示的第6实施形式的低压选择阀48，并且，自由下落模式切换装置34由将液压源18的压力Pg减压为Ph的减压阀35和作为制动油缸11的两侧油室11a、11b的液压源压力从两种压力Pg、Ph中进行选择的压力切换阀36所构成。
由该压力切换阀36所选择的压力Pg或Ph，
①总是供向制动油缸11的反向油室11b，
②而对于正向油室11a，当模式切换阀33位于制动位置a时直接供给，当切换到自由下落位置b时，通过制动阀22而减压为Pi后供给。
即，进行自由下落作业时，当图9的自由下落模式切换开关47断开时(压力切换阀36位于低压位置b时)，向反向油室11b供给减压阀输出侧压力Ph，当该开关接通时(压力切换阀36位于高压位置a时)，向反向油室11b供给液压源压力Pg。
而对于正向油室11a，只要制动阀22未操作，即为油箱压力Pt。
因此，反向油室11b与正向油室11a之间的压力差ΔP，在开关断开时为Ph-Pt而变小，开关接通时为Pg-Pt而变大。
于是，多片盘9的盘片间间隙在开关断开时变小，开关接通时变大。
按照该第7实施形式的结构，与第5和第6实施形式相比，省略了压力选择阀(高压选择阀37、低压选择阀48)这一容易发生故障的阀件，不仅提高了回路的可靠性，而且可降低成本。
第8～第11实施形式
图12～图15所示的各实施形式为第7实施形式的局部变形例，仅对与第7实施形式的不同点进行说明。
按照第7实施形式的结构，制动阀22的输入侧压力是通过自由下落模式切换装置34从液压源压力Pg和减压阀输出侧压力Ph中进行选择的，与此相比，按照图12所示第8实施形式的结构，制动阀22的输入侧压力固定为液压源压力Pg，只有反向油室11b的液压源压力是通过压力切换阀36从液压源压力Pg与减压阀输出侧压力Ph中进行选择。
在这种情况下，在模式切换阀33处于制动位置a的状态下，正向油室11a的压力较反向油室11b的压力高，制动油缸11上作用有使制动器置接通方向上的推力，但只要是属于第1实施形式的液压绞盘结构，切换时的响应性不会出现问题。
而按照图13所示的第9实施形式的结构，对制动油缸11的反向油室11b总是有液压源压力Pg供给，而对正向油室11a，是经由制动阀22供给通过自由下落模式切换装置34的压力切换阀36选择的减压阀输出侧压力Ph或油箱压力Pt。
图14所示的第10实施形式中，制动阀22为反比例型，制动油缸11的正向油室11a总是与油箱T相连接，并以具有可对反向油室11b的压力进行调整而进行自由下落作业的结构为前提，制动阀22的输入侧压力通过压力切换阀36从液压源压力Pg和减压阀输出侧压力Ph中进行选择。
图15所示的第11实施形式中，在模式切换阀33切换为自由下落位置b且比例型制动阀22未操作的状态下，自由下落模式切换装置34的压力切换阀36位于图示高压位置a时，制动油缸11的正向油室11a和反向油室11b中分别作用有减压阀35的输出侧压力Ph和液压源压力Pg，使得两侧油室之间的压力差Δ变小(Pg-Ph)，因此，多片盘9的盘片间间隙将变小。
与此相比，当压力切换阀36切换到图左侧的低压位置b时，正向油室11a的压力将变为油箱压力Pt而使得压力差ΔP变大(Pg-Pt)，故上述间隙变大。
在这种情况下，在模式切换阀33位于制动位置a的状态下，正向油室11a的压力将高于反向油室11b的压力，虽然制动油缸11上作用有使制动器接通的推力，但通过采用权利要求1的液压绞盘结构，可使切换时的响应性不会出现问题。
第12～第14实施形式
图16～图18所示的各实施形式采用如下结构，即自由下落模式切换装置34仅由可通过手轮等手动操作手段进行操作而改变输出侧压力Pj的手动可变减压阀(也可以是电磁比例型减压阀)49构成，通过改变该减压阀49的输出侧压力Pj改变制动油缸11的压力差ΔP，从而可对盘片间间隙进行多级调整。
其中，
(甲)图16所示的第12实施形式中，减压阀49的输出侧压力Pj被引入制动油缸11的反向油室11b。
(乙)图17所示的第13实施形式中，减压阀输出侧压力Pj经高压选择阀50而作为高压侧压力被引入制动油缸11的正向油室11a。
(丙)图18所示的第14实施形式中，减压阀输出侧压力Pj经低压选择阀51而作为低压侧压力被引入制动油缸11的正向油室11a。
按照上述第12～第14实施形式，能够根据负荷大小相应地进行更为细致的间隙调整，即能够对制动响应性和防连带旋转性能进行调整。
第15实施形式
第15实施形式的液压绞盘基本结构与图28所示的现有绞盘的结构相同。
即，图19中，1是绞盘鼓，2是绞盘马达，3是在绞盘马达2的输出轴2a与绞盘鼓1之间传递动力的行星齿轮机构，4是该行星齿轮机构3的太阳齿轮，5是行星齿轮，6是齿圈，7是载体，8是载体轴，9是载体轴8上设置的多片盘，由该多片盘9、可与该多片盘9压触与分离的压力板10、驱动该压力板10的制动油缸11、以及加压弹簧12构成兼为使绞盘鼓1相对于马达输出轴2a连结与分离、且可对该绞盘鼓1的自由下落旋转进行制动的离合器的液压制动器13。
14是构成多片盘9的多个内盘片，15是制动器外壳，16是固定在该制动器外壳15上的多个外盘片。
制动油缸11具有双杆型活塞11P、将压力板10向使制动器接通的方向(制动器外壳15的一个侧壁15a侧)加压的正向油室11a、以及将该压力板10向使制动器关断方向(制动器外壳15的另一个侧壁15b侧)加压的反向油室11b，与反向油室11b连接的反向管线17与现有绞盘同样，直接连接到制动液压源18上。
而与正向油室11a连接的正向管线19经作为电磁切换阀的模式切换阀(模式切换装置)33和制动阀(减压阀)22连接到与反向油室11b共同的油箱T上。
模式切换阀33制动位置a与自由下落位置b之间进行切换动作，该模式切换阀33位于制动位置a时，制动油缸11的正向油室11a与液压源18相连接。
当模式切换阀33切换到自由下落位置b时，正向油室11a经该切换阀33而与制动阀22的输出侧连接。与制动阀22的操作量相应的输出侧压力供向正向油室11a。23是制动阀22的操作脚踏板。
38是对绞盘马达2的提升/落放旋转进行控制的远控阀，39是受该远控阀38的输出侧压力(远控压力)的控制而在中立/提升/落放的甲/乙/丙3个位置之间进行切换的绞盘用控制阀，40是作为绞盘马达2的液压源的液压泵。
41是油缸式停车制动器，作为靠弹簧41a的力对马达输出轴2a施加制动力的、有油压引入时将制动力解除的反向制动器而构成，该停车制动器41的油室41b经油压先导式停车制动器控制阀42而与制动液压源18或油箱T相连接。
停车制动器控制阀42在远控阀38未操作时(中立时)，处于图示的制动位置a，操作时由于供给远控压力而处于图中右侧的制动解除位置b。
即，进行提升/落放操作时，停车制动器41被解除而使绞盘鼓1作提升/落放旋转，未操作时该制动器41起作用，绞盘鼓1受到制动而停止旋转。
43是用来取出远控压力并向停车制动器控制阀42供给的高压选择阀，44是对该远控压力进行检测而从图示的b(常闭)接点切换到a(常开)接点的压力开关。
图20中，46是模式切换开关，其构成如下，即该模式切换开关46、压力开关44以及模式切换阀33的螺线管33s的串联电路连接在电源上，当
①在压力开关44处于b接点(远控阀38未操作)的状态下，
②对模式切换开关46进行接通操作
时，螺线管33s通电，模式切换阀33切换到自由下落位置b。
换言之，模式切换阀33在远控阀操作时(进行提升/落放运行时)或者在模式切换开关46未操作时，处于制动位置a。
下面，对该液压绞盘的动作原理进行说明。
该绞盘的基本动作与图28所示现有绞盘相同。
即，在模式切换阀33位于制动位置a的状态下，制动油缸11的两侧油室11a、11b均与液压源18相连接故而压力相同，因此，对该制动油缸11本身不产生推力，在加压弹簧12的弹簧力的作用下，压力板10被推向多片盘9一侧而将制动器接通。
于是，绞盘马达2的旋转力经行星齿轮机构3传递给绞盘鼓1，根据远控阀38的操作，绞盘鼓1作提升或落放旋转。
而当模式切换阀33切换到自由下落位置b时，制动油缸11的正向油室11a经制动阀22而与油箱T相连通，与反向油室11b之间产生压力差，由于该压力差超过加压弹簧12的弹簧力，因而将该制动油缸11向多片盘9相反一侧推压，将制动器关断。
故此，变为自由下落状态，即绞盘鼓1能够在负荷作用下向落放方向自由旋转的状态。
并且，此时，通过对制动阀23的操作，多片盘9将在与该操作量相应的压力的作用下呈接通状态，对绞盘鼓1施加制动力。
在这里，该绞盘中，在模式切换阀33处于自由下落位置b的状态下，即通过制动阀22的操作使制动起作用的状态下，制动阀22与制动油缸11的正向油室11a之间只存在模式切换阀33，而不存在现有绞盘所具有的高压选择阀那样的故障因素，因此，进行自由下落运行时，制动阀22的操作能够可靠地传递给制动油缸11。
即，自由下落运行时，能够按照操作者的意愿可靠地实现制动作用，因而能够保证作业的安全性。
第16实施形式
以下仅对与第15实施形式的不同点进行说明。
图21、22所示的第16实施形式这样构成，即制动阀22采用电磁比例减压阀，基于对电位计61的操作而由调节器72的输出对该制动阀22进行控制。
即，调节器72这样构成，即电位计61的输出电压可通过对未图示的脚踏板、手轮、手杆等的操作而改变，并且，制动阀22的输出侧压力如图22的实线(或虚线)所示，与电位计的输出电压相应地变化(在自由下落运行时，电位计的输出电压降低)。
按照这样的构成，也基本上能够获得与第15实施形式同样的作用效果。
并且，与电位计61的操作(输出)相应的、制动阀22的输出侧压力特性，能够通过调节器72任意进行设定，因此，自由下落运行时的启动/停止、加速/减速等诸特性能够根据操作者的意愿和负荷的大小任意进行选择。
此外，若以脚踏板操作电位计61，则能够以与现有绞盘和第15实施形式绞盘相同的操作感觉进行操作。
另外，若以手轮等操作位置可固定的操作手段操作电位计61，则容易使制动阀22的输出保持一定，因此，对于起重机，容易做到使吊重负荷以一定速度下落。
第17实施形式
图23、24所示的第17实施形式中，切换阀装置62由第1和第2两个电磁切换阀63、64构成。
两个切换阀63、64各自具有制动位置a和自由下落位置b，当如图24所示，处于模式切换开关46接通，且压力开关44的b接点闭合的状态时(远控阀未操作时)，两个切换阀63、64的螺线管63s、64s通电，两个切换阀63、64均切换到自由下落位置b。
此时，仅在两个切换阀63、64一起切换到自由下落位置b、b时，制动油缸11的正向油室11a经制动阀22与油箱T连接而能够进行自由下落运行。换言之，其构成使得只要两个切换阀63、64中的一方处于制动位置a，便不能进行自由下落运行。
按照这种构成，当操作者欲从自由下落运行切换为动力运行时，即使在一方的切换阀63或64发生与切换信号无关而粘滞于自由下落位置b的故障的场合，也能够切换到动力运行模式，故吊重负荷不会违反操作者的意愿而下落，可提高安全性。
第18、第19实施形式
第18实施形式如图25所示，作为制动液压源，配备有分别相对于制动油缸11的正向油室11a的液压源18A和相对于反向油室11b的液压源18B，并且，该两个液压源18A、18B的设定压力PA、PB的关系设定为
PA＞PB。
第19实施形式的结构如图26所示，在制动油缸11的反向油室11b与液压源18之间设有电磁式辅助切换阀65，该切换阀65与模式切换阀33向制动位置a的切换动作相连动地从加压位置b切换到油箱位置a，从而使反向油室11b与油箱连通。
按照这种结构，进行动力运行时，第18实施形式的场合下，保持制动油缸11的正向油室11a的压力高于反向油室11b，而在第19实施形式的场合下，反向油室11b为油箱压力，因此，即使各自场合下因衰减现象和随着时间的推移而使多片盘9的摩擦系数降低，或者加压弹簧12的弹簧力减弱，也能够依靠上述压力差保证必需的制动力。
此外，按照第19实施形式的结构，即使发生尽管模式切换阀33接收到从自由下落位置b切换到制动位置a的切换信号但仍粘滞于自由下落位置b的现象时，由于此时辅助切换阀65转到油箱位置a而使制动油缸11的反向油室11b与油箱T连通，因此，两侧油室11a、11b之间不产生压力差，在加压弹簧12的弹簧力的作用下，可将多片盘9接通。
即，切换到动力运行模式，不必担心吊重负荷会下落。
另外，当将多片盘9作为湿式使用时，不必规定冷却油的种类、品牌，可扩大冷却油的通用性。
第20实施形式
图27示出制动油缸11及其周边部分的具体结构，对于与将它们作原理性示出的图19等相同的部分赋予相同的编号。
在活塞11P的一侧和相反一侧分别一体地设有正向侧活塞杆11R1和反向侧活塞杆11R2。
该两侧活塞杆11R1、11R2作为中空轴形成，其中的反向侧活塞杆11R2的前端上经连接板26安装有压力板10。
27、27是压力板安装用螺栓，28是固定在载体轴8外周上的内盘片安装体，在该安装体28的外周上安装有多片盘9的内盘片14。
制动油缸11的正向油室11a和反向油室11b分别形成于油缸端盖29同活塞11P之间和活塞11P同制动器外壳15的侧壁15b之间，并经油路30、31与正向管线19、反向管线17相连接。
第20实施形式中，将该制动油缸11中的正向侧活塞杆11R1的外径φp与反向侧活塞杆11R2的外径φn的关系设定为
(数据1)
φp＜φn
由于活塞杆的外径差，使得活塞11P的正向油室11a的受压面积设定得大于反向油室11b的受压面积。
而正向与反向两个油室11a、11b连接到共同的制动液压源上。
按照这种结构，在进行两侧油室11a、11b中同时作用有相同压力的动力提升/落放运行时，在活塞11P上有推力
(数据2)
(1/4)·(φn2-φp2)·π·Pp
(Pp：公共制动液压源18的设定压力)
作用于使离合器接通的方向上。
因此，与第18、第19实施形式的场合同样，即使因衰减现象和随着时间的推移而使多片盘9的摩擦系数降低，或者加压弹簧12的弹簧力减弱，也能够依靠上述推力保证必需的制动力，并且，在将多片盘9作为湿式使用的场合，也不必规定冷却油的种类、品牌，可扩大冷却油的通用性。
然而，虽然上述第18、第19、第20各实施形式能够各自单独地产生足够的效果，但也可以将诸如使用单独的液压源18A、18B的第18实施形式的结构与使用辅助切换阀65的第19实施形式的结构组合，或者将第18或第19实施形式的结构与受压面积具有差别的第20实施形式的结构组合等，将各实施形式的结构作适当组合而加以实施。
另外，各实施形式中，是通过对行星齿轮机构3的载体轴8进行固定/释放而获得离合作用和自由下落时的制动作用的，但本发明也适用于，其结构为将绞盘鼓和行星齿轮机构的载体轴一体化，而通过对齿圈的旋转进行固定/释放而获得离合作用和自由下落时的制动作用的液压绞盘，以及其结构为离合器与制动器彼此独立设置并分别进行控制的液压绞盘。
虽然参照实施形式对本发明进行详细说明，但显然熟悉本领域的技术人员在不违反本发明的主题和范围内可进行各种变更和变形。
本发明是参照日本专利申请第10-180255和10-180256号的说明书、权利要求书和摘要，并将其合并而提出的。