Изобретение относитс к машиностроению , а именно к цилиндрически эвольвентным косозубым зубчатым передачам на параллельных ос х. Известны зубчатые передачи, содержащие цилиндрические эвольвентные косозубые колеса на параллельных ос х 1. У таких передач в одной ступени передаточное число U. 8-10, а чи ло зубьев ведущего колеса 2 обычно не менее 10-12. Недостатком известных передач вл етс опасность заострени зубь ведущего колеса при увеличении пер даточного отношени передачи. Наиболее близкой к изобретению вл етс зубчата передача с парал лельными ос ми, содержаща эволь вентные косозубые колеса, из которых ведущее выполнено с числом зубьев от одного до п ти, и передато ным отношением от 30 до 60 С23. Уг зацеплени в такой передаче выбран в пределах от 15 до 20° Недостатком известной передачи вл ютс ограниченные несущие способность и надежность. Цель изобретени - увеличение н сущей способности и надежности. Указанна цель достигаетс тем, что в зубчатой передаче с параллел ными ос ми, содержащей эвольвентны косозубые колеса, из которых ведущее выполнено с числом зубьев от одного до п ти и передаточным отно шением от 30 до 60, угол с{у( зацеплени передачи выбран в йределах от 30 до 60° угол oLo, профил на окружности вершин зубьев ведомого колеса выбран из отношени 1. г где Z. , Z,, - число зубьев ведущего и ведомого колес, а эвольвентный угол бд профил на окружности вершин зубьев ведущего колеса определен из уравнени .IALvoi..(invoi.:.ii (2) V а«., 3, - толщина зубьев при 2 вершине «а ведущем и ведомом колесах; dg , dg - диаметры окружносте 2 вершин зубьев колес На чертеже показана зубчата пе редача с парсшлельными ос ми. Зубчата передача содержит цилиндрические эвольвентные косозубы колеса, ведущее колесо 1 и ведомое колесо 2 на параллельных ос х (ось 3 ведущего колеса 1 параллельна оси 4 ведомого колеса 2). Зубь 5 ведуш.его колеса 1 выпол нены с углом оСс, на окружности вершин с учетом уравнени (2), а зубь 6 ведомого колеса 2 выполнены с углом о,д профил на окружности BepJ шины с учеТгом отношени (1), Лини представл ет собой линию зацеплени с активной частью и расположенными на ней полюсом р зацеплени и точкой К контакта профилей . На чертеже также показаны диаметр d полоидной окружности ведущего колеса 1 и диаметр d полоиднйй окружности ведомого колеса 2. В процессе работы передачи вращение передаетс от ведущего колеса 1 к ведомому колесу 2. Точка 1 контакта перемещаетс по активной части линии . зацеплени от точки в 2 к точке В, а лини контакта профилей перемещаетс в плоскости зацеплени от одного торцового сечени к другому. Отношение (1) и уравнение (2) гарантируют отсутствие интерференции у основани зубьев зубчатых колес и исключают возможность внеполюсного зацеплени . Непрерывность зацеплени в передаче обеспечиваетс , в основном, за счет осевого перекрыти , а угол наклона линии зубьев на основных цилиндрах колес равен /1Ге« db. осевой коэффициент перекрыти ; ширина зубчатых колес в зацеплении диаметр основного цилиндра ведущего зубчатого колеса . Высокое значение угла oL 3060 зацеплени обеспечивает, за счет увеличени приведенного радиуса кривизны в зоне контакта эвольвентных поверхностей, благопри тные услови дл образовани масл ной пленки, высокую контактную и изгибную прочность зубьев. Зубчата передача позвол ет увеличить передаточное число и в одной ступени до 60 за счет уменьшени числа зубьев ведущего колеса до Z 1-5. Расположение полюса в пределах активной части линии зацеплени обеспечивает низкие знамени коэффициента скольжени и высокий КПД при одновременном увеличении несущей способности и стойкости поверхности зубьев против заедани . Уменьшение числа зубьев ведомого колеса L U s позвол ет изготовить сопр жённые колеса с высокой точностью, что приводит к снижению динамических нагрузок в зацеплении и к увеличению долговечности передачи. 3 Изобретение предназначено дл редукторов как общего, так и елециального назначени , где по уело10608354 ви м компоновки требуетс получение большого передаточного числа Б одноЯ ступени. The invention relates to mechanical engineering, namely to cylindrical involute helical gears on parallel axes. Gears are known that contain cylindrical involute helical gears on parallel axes x 1. In such gears, the gear ratio is U. 8–10, and the number of drive wheel teeth 2 is usually at least 10–12. A disadvantage of the known gears is the danger of the spike of the sprocket teeth with increasing gear ratio. Closest to the invention is a gear transmission with parallel axles, containing evolvable helical gears, of which the drive gear is made with the number of teeth from one to five, and the transfer ratio from 30 to 60 of C23. The gearing angle in such a transmission is selected in the range of 15 to 20 °. A disadvantage of the known transmission is the limited carrying capacity and reliability. The purpose of the invention is to increase the availability and reliability. This goal is achieved by the fact that in a gear drive with parallel axes containing involute helical gears, of which the drive gear is made with the number of teeth from one to five and the gear ratio from 30 to 60, the angle c is {y In the range from 30 to 60 °, the angle oLo, the profile on the circumference of the tops of the teeth of the driven wheel is selected from the relation 1. g Equations .IALvoi .. (invoi.:.ii (2) V a "., 3, is the thickness of the tooth at 2 vertices of the drive and driven wheels; dg, dg are the diameters of the circumference of the 2 tops of the teeth of the wheels. The drawing shows gear gears with pars axes. x (axis 3 of driving wheel 1 is parallel to axis 4 of the driven wheel 2). The tooth 5 of the leading wheel 1 is made with the angle oC, on the circle of the vertices, taking into account equation (2), and the tooth 6 of the driven wheel 2 is made with the angle o the profile on the circumference of the BepJ tire with the ratio (1), Linei edstavl is a line of engagement with the active portion and disposed thereon engaging a pole P and the point K the contact profiles. The drawing also shows the diameter d of the poloid circumference of the drive wheel 1 and the diameter d of the poloid circumference of the driven wheel 2. During transmission operation, rotation is transmitted from the drive wheel 1 to the driven wheel 2. Point 1 of the contact moves along the active part of the line. the engagement from point 2 to point B, and the profile contact line moves in the engagement plane from one end section to another. The relation (1) and equation (2) guarantee the absence of interference at the base of the teeth of the gear wheels and exclude the possibility of extra pole engagement. The continuity of the gearing in the transmission is provided mainly by axial overlap, and the angle of inclination of the tooth line on the main cylinders of the wheels is equal to 1 Ge «db. axial coefficient of overlap; the width of the gears in the gearing is the diameter of the main cylinder of the driving gear. The high value of the engagement angle oL 3060 provides, by increasing the reduced radius of curvature in the contact zone of involute surfaces, favorable conditions for the formation of an oil film, high contact and bending strength of the teeth. A gear transmission allows an increase in the gear ratio in one step to 60 by reducing the number of teeth of the drive wheel to Z 1-5. The location of the pole within the active part of the line of engagement provides low banners of the slip coefficient and high efficiency while simultaneously increasing the bearing capacity and resistance of the tooth surface against sticking. Reducing the number of teeth of the driven wheel L U s allows mating the wheels with high precision, which leads to a reduction in dynamic loads in the gearing and to an increase in the durability of the transmission. 3 The invention is intended for gearboxes of both general and specific purposes, where, according to the layout, a large gear ratio B of a single stage is required.