Изобретение относитс к машиностроению , а именно к цилиндрически эвольвентным передачам с несимметричными профил ми зубьев. Известны зубчатые передачи, содержащие эвольвентные пр мозубые ц линдрические ведущее и ведомое колеса с несимметричным профилем зубьев С1 1 Однако эти передачи характеризу с недостаточной несущей способнос тью из-за малого значени максимал но возможного угла зацеплени . Наиболее близкой к изоб етению вл етс зубчата передача, содер жаща цилиндрические эвольвентные пр 1мозубые ведущее и ведомое кoлe са с несимметричными профил ми зубьев , имеющих рабочую и нерабочую стороны. В этой передаче максималь но возможный угол зацеплени не превышает 4 5° С 2.. Недостаток известного решени состоит в том, что эта.передача имеет ограниченную несущую способность , так как несимметричные зубь в этом случае получены из двух половин симметричных зубьев различ ных зубчатых колес, совмещенных по оси симметрии. Сумма длин дуг начальньгх окружностей ведущего колеS и ведомого колеса приход щихс на рабочие стороны профилей зубьев, при этом меньше, или, если эвольвенты рабочих сторон зубьев доведены до оси симметрии, равна половине начального шага Р, 0,5. Целью изобретени вл етс повышение несущей способности передачи путем увеличени угла зацеплени с рабочей стороны зуба. Указанна цель достигаетс тем, что в зубчатой передаче, содержащей цилиндрические эвольвентные пр мозубые ведущее и ведомое колеса с нecи lмeтpичны ш профил ми зубьев, имеющих рабочую и нерабочую стороны отношение суммы длин дуг начальных окружностей зубьев ведущего ко леса S-, и колеса 82, приход щихс на рабочие .стороны профилей зубьев, к начальному Р зубьев выбрано в пределах 0,5-1. :ГЧУ На чертеже изображена схема эвольвентной пр мозубой передачи с несимметричными профил ми зубьев Зубчата передача содержит веду щее колесо 1 и ведомое колесо 2. Зубь сопр женных колес имеют несимметричные профили: 3 и 4 - рабочие стороны профилей зубьев ведущего колеса 1 и ведомого колеса 2; 5 и 6 - соответственно нерабочие стороны профилей зубьев ведущего колеса 1 и ведомого колеса 2. Параметры , относ щиес к ведущему колесу 1, имеют индекс 1, к ведомому колесу 2 - 2, к нерабочим сторонам профилей - индекс ИР. Рабочие стороны 3 и 4 профилей зубьев ведущего колеса 1 и ведомого колеса 2 образованы эвольвентамй , которые развернуты от рабочих основных окружностей с диаметрами аъ и dls . Нерабочие стороны 5 и 6 образованы эвольвентами, которые развернуты от йерабочих основных окружностей с диаметрами 2НР- Параметры рабочих и нерабочих сторон зубьев свйзаны между собой через коэффициент к, который равен HP., (Я cos ot«. угол зацеплени по рабочим сторонам профилей зубьев; угол зацеплени по нерабочим cTopoHatif профилей зубьев; углы профилей на окружност х вершин ведущего и ведомого колес по рабочим сторонам профилей зубьев; углы профилей на окружност х вершин ведущего и ведомого колес по нерабочим сторонам профилей зубьев. На чертеже видно, что сумма длин дуг начальных окружностей ведущего колеса - S и ведомого колеса г- Sy , приход щихс на рабочие стороны профилей зубьев, больше половины начального шага Р«,, т.е. S-1+ % Pvfr/2/, (jnvoi -invoi j; и 5i -j- SgOi.j invod« - invot. Тогда условие (2) можно предста-. ить в ,.(,,,,,| где и - - передаточное число; 2 Z и Z, - числа зубьев колес 1 и 2. При расчете передачи из конструктивных соображений выбираетс соотношение между дараметрами рабочих сторон профилей зубьев, которое, в частности, может быть представлено , как равенство дуг. 3 записано в виде уравнени invoLof -UinvoLoi -(U-1|invcit - О(з) I Дл выбранных чисел зубьев веду щего колеса z и ведомого колеса 22 задаетс угол зацеплени из интервала (47 - 51) или более и коэффициент перекрытии по рабочим сторонам профилей . Углы , и otof определ ютс из совместного решени уравнени дл коэффициента перекрыти по рабочим сторонам .( 2 . Л И уравнени ( 3) . Коэффициент К определ етс из уравнени безза:зорного зацеплени в передаче inMota 1 inv arccos (K-cosota,) COS ota + 4U-|.invota2+ va«acos(v:..j-cobotQ )ihvtiv,nv arccoslk-coutiLw), ( - t - относительные i2, ЩИНЫ зубьев на окружност х вер1чин колес. Выбираютс величины т, технологических соображений, в час ности из услови отсутстви сквозного прокаливани зубьев после тер мообработки. Параметры нерабочих сторон профил : диаметры основных окружносте Ц„рИ аЪгнр и Углыctv /нp f t-ZHp наход тс из соотношений (1). Коэффициент перекрыти по нерабочим сторонам профилей зубьев рав . Как правило бд. € , что обеспечивает нормальное зацепление при передаче вращени нерабочими профил ми зубьев. В процессе работы передачи вращение передаетс от колеса 1 к колесу 2 рабочими профил ми 3 и 4 зу1бьев , если колесо 1 вращаетс в рабочем направлении п и нерабочими профил ми 5 и 6 зубьев, если колесо 1 вращаетс в нерабочем направлении п. Зубчата передача при углах за:цеплени по рабочим сторонам профилей зубьев 47°- 51° и- более обладает из-за малого отношени вы:соты к толщине их основани и увеличенного радиуса кривизны в зоне контакта рабочих профилей зубьев высокой изгибной и контактной прочностью , благопри тными услови ми дл образовани масл ной пленки, пониженными относительными скорост ми скольжени . Перечисленные факторы снижают коэффициент потерь в передаче примерно в 10 раз и обеспечивают повышенную несущую способность и износостойкость передачи, уменьшенный уровень вибраций. Податливость зубьев может регулироватьс за счет выбора параметров нерабочих сторон профилей зубьев . , . Изобретение предназначено дл редукторов как общего, так и специального назначени , где по услови м эксплуатации одно из направлений вращени вл етс рабочим по нагруженности, продолжительности .работы и т.п.The invention relates to mechanical engineering, namely to cylindrical involute gears with asymmetrical tooth profiles. Gears are known that contain involute spur cylindrical drive and driven wheels with an asymmetrical tooth profile C1 1 However, these gears are characterized by insufficient bearing capacity due to the small value of the maximum possible angle of engagement. The gearing is the closest to the image, containing cylindrical involute spherical leading and driven gear with asymmetrical tooth profiles having working and non-working sides. In this gear, the maximum possible angle of engagement does not exceed 4,5 ° C 2. A disadvantage of the known solution is that this transfer has a limited bearing capacity, since the asymmetrical teeth in this case are obtained from the two halves of the symmetric teeth of the various gear wheels combined along the axis of symmetry. The sum of the lengths of the arcs of the initial circles of the drive wheel and of the driven wheel on the working sides of the tooth profiles is smaller, or, if the evolvent of the working sides of the teeth are brought to the axis of symmetry, is equal to half the initial pitch P, 0.5. The aim of the invention is to increase the transmission carrying capacity by increasing the angle of engagement from the working side of the tooth. This goal is achieved by the fact that in a gear transmission containing cylindrical involute spurs and driven wheels with a l-shaped profile of teeth having a working and non-working side, the ratio of the sum of the lengths of the arcs of the initial circumference of the teeth leading to the forest S- and the wheel 82, the arrival The profiles of the teeth that are located on the working sides, to the initial P teeth are selected within 0.5-1. : GCHU The drawing shows a diagram of an involute spur transmission with asymmetrical tooth profiles. The gear train contains a drive wheel 1 and a driven wheel 2. The gear of the mated wheels have asymmetrical profiles: 3 and 4 are the working sides of the teeth profiles of the drive wheel 1 and the driven wheel 2 ; 5 and 6, respectively, the non-working sides of the teeth profiles of the drive wheel 1 and the driven wheel 2. The parameters relating to the drive wheel 1 have the index 1, the driven wheel 2 - 2, and the non-working sides of the profiles - index IR. Working sides 3 and 4 of the profiles of the teeth of the drive wheel 1 and the driven wheel 2 are formed by evolventamy, which are deployed from the workers of the main circles with diameters аj and dls. The non-working sides 5 and 6 are formed by evolvents, which are rotated from the main working circles with diameters 2HP. The parameters of the working and non-working sides of the teeth are linked to each other through a coefficient k, which is equal to HP. (I cos ot ". The angle of engagement on the working sides of the tooth profiles; the angle of engagement on non-working cTopoHatif tooth profiles; the angles of the profiles on the circumferences of the leading and driven wheels on the working sides of the tooth profiles; the angles of the profiles on the circumferences of the leading and driven wheels on the non-working sides of the tooth profiles. it can be seen in the drawing that the sum of the lengths of the arcs of the initial drive wheel circumferences — S and the driven wheel g-Sy falling on the working sides of the tooth profiles is more than half of the initial pitch P “, i.e. S-1 +% Pvfr / 2 /, (jnvoi -invoi j; and 5i -j-SgOi.j invod "- invot. Then condition (2) can be represented in,. (,,,, | where and - is the gear ratio; 2 Z and Z , - the number of teeth of the wheels 1 and 2. When calculating the transfer from structural considerations, the ratio between the working parameters of the working sides of the tooth profiles is chosen, which, in particular, can be represented as equality of arcs. 3 is written in the form of the equation invoLof -UnvoLoi - (U-1 | invcit - O (g)) I For a selected number of teeth of the drive wheel z and the driven wheel 22, the angle of an angle of (47 - 51) or more and the overlap factor for the sides of the profiles. The angles and otof are determined from the joint solution of the equation for the overlap coefficient on the working sides. (2. L and Eq. (3). The K coefficient is determined from the equation of a without: sound gear in inMota 1 inv arccos (K-cosota ,) COS ota + 4U- | .invota2 + va "acos (v: .. j-cobotQ) ihvtiv, nv arccoslk-coutiLw), (- t - relative i2, WIRES of the teeth on the circumferences in Wheel lengths. The values of m, technological considerations, in particular, are chosen from the condition that the teeth do not penetrate through the heat treatment. The parameters of the non-working sides of the profile: the diameters of the main circumference of the CI pI argon and the Angles of the ctv / vp f t-ZHp are from relations (1) The coefficient of overlap on the non-working sides of the tooth profiles is equal to. Usually dB. , Which ensures a normal engagement when transmitting rotation by non-working tooth profiles. During transmission operation, rotation is transmitted from wheel 1 to wheel 2 by working profiles 3 and 4, if wheel 1 rotates in the working direction n and non-working profiles 5 and 6 of teeth, if wheel 1 rotates in non-working direction p. Gearing at angles for: clinging along the working sides of the tooth profiles 47 ° - 51 ° and more possesses, due to the small ratio of you: honeycomb to the thickness of their base and increased radius of curvature in the contact zone of the working tooth profiles, high flexural and contact strength, favorable conditions for form oil film, reduced relative slip rates. These factors reduce the transmission loss factor by about 10 times and provide an increased load carrying capacity and wear resistance of the gear, and a reduced level of vibrations. The flexibility of the teeth can be adjusted by selecting the parameters of the non-working sides of the tooth profiles. , The invention is intended for gearboxes of both general and special purposes, where, according to the conditions of operation, one of the directions of rotation is working in terms of loading, duration of work, etc.