Рисунок 2 – Основні схеми натягу паса

Натяг паса по схемі (а) здійснюється періодично по мірі витягування паса за допомогою гвинта або іншого подібного пристрою, коли двигун можна переміщувати по направляючим.

По схемі (б) натяг паса автоматично підтримується постійним за рахунок сили ваги двигуна і плити масою m. Постійний натяг забезпечує і пристрій з натяжним роликом, зусилля на якому можна підтримувати за рахунок пружини, важеля з вантажем, тощо. Крім зусилля натягу ролик забезпечує більший кут обхвату.

На практиці більшість передач працюють з перемінним режимом навантаження, а розрахунок виконують по максимальному з можливих навантаженню. Тому в передачах з постійним натягом у періодах недовантажень лишній натяг знижує довговічність і ККД. З цих позицій доцільна конструкція з автоматичним зміненням сили натягу в залежності від навантаження (схема г). Шків 1 встановлено на важелі 2, який є одночасно віссю веденого колеса 3 зубчастої передачі. Натяг (2F₀) дорівнює коловій силі у зачепленні і змінюється пропорційно моменту навантаження.

Існують також і інші конструкції автоматичних пристроїв натягу, їх головні недоліки – складність конструкції і втрата якості запобігання перевантаженням.

Звичайно напруження від попереднього натягу у поперечному перерізі клинового паса обмежують значенням  МПа.

Різко негативно впливають на довговічність паса напруження згину, які в свою чергу, залежать від співвідношення висоти перерізу паса і діаметра шківа, що цим пасом охоплюється. Саме ці напруження в декілька разів перевищують всі інші складові сумарного напруження у пасі. Тому для кожного типорозміру паса існує нормативне значення мінімального діаметра шківа. До речі, у передачах з натяжним роликом у перерізі паса виникають перемінні по знаку напруження згину, що веде до більш інтенсивного його зносу.

Суттєво впливає на довговічність паса число циклів його навантаження (число пробігів паса) – відношення швидкості паса до його довжини. Число пробігів обмежують (v ≤ 10…20 с^-1) тому, що їх значення побічно обмежують мінімальну довжину пасів або міжосьову відстань передачі.

Практика експлуатації дозволила встановити, що при дотриманні прийнятих рекомендацій по вибору основних параметрів передачі середня довговічність пасів складає 2000…3000 годин.

В основу визначення номінальних потужностей, які передають різні типорозміри клинових пасів нормальних перерізів при певних умовах, покладений принцип побудови кривих ковзання.

Як звісно, ковзання спостерігається при любому навантаженні передачі, але ступінь навантаження визначає два види цього явища: пружне ковзання і буксування.

Робота пружного паса зв’язана з пружним ковзанням його по шківах. Неминучість пружного ковзання при роботі передачі виходить з того, що натяг, а отже і відносне подовження ведучої та веденої гілки паса різні. При обігу пасом ведучого шківа натяг його падає, пас скорочується і ковзає по шківу. На веденому шківі пас подовжується і опереджає шків. Ковзання відбувається не по всій дузі обхвату ( ), а по деякій частині цієї дуги, яку називають дугою ковзання. Дуга ковзання розташовується зі сторони збігання паса з шківа. З сторони набігання паса знаходиться дуга покою, тобто дуга постійного зчеплення паса з шківом. На холостому ходу пружне ковзання і дуга ковзання дорівнюють нулю.

2 Випробування клинопасової передачі

Працездатність клинопасової передачі прийнято характеризувати кривими ковзання і ККД (рисунок 3).

Такі криві будуються по результатах випробувань пасів різноманітних типів і матеріалів. Навантаження по осі абсцис враховується коефіцієнтом тяги  

Коефіцієнт тяги дозволяє оцінити, яка частина попереднього натягу (F₀) використовується корисно для передачі навантаження (F_t), тобто характеризує ступінь завантаженості передачі. Доцільність застосування у якості навантаження передачі безрозмірного коефіцієнта пояснюється тим, що ковзання і ККД зв’язані зі ступенем завантаженості, а не з абсолютним значенням навантаження.