由設計任務書要求及圖例可知傳動方案採用一級下置式蝸桿減速器，其結構簡單，尺寸緊湊，但效率低，適用於載荷較小，間歇工作場合。蝸桿圓周速度v≤4～5m/s。裝置工作機為帶式運輸機，對減速器由中等衝擊，且工作場合為有塵，減速器要求密封條件好。
1. 選擇電動機型別
因工作機為帶式運輸機，則對電動機無特殊要求，故電動機選用三相非同步交流電動機，採用y系列。
2. 選擇電動機容量
工作機的有效功率為
工作機各傳動部件的傳動效率及總效率：
查參考書2中表9.1得各個傳動件的效率範圍，分別取：
；；；工作機的總效率為：
3. 確定電動機轉速
查參考書1中表9.2得蝸輪傳動比推薦值如下：
理論總傳動比：
所以電動機轉速的可選範圍為
符合這一範圍的同步轉速為750r/min、1000r/min、1500r/min三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及**等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1000r/min的電動機。
根據電動機的型別、容量和轉速，由電機手冊選定電動機型號為y112m-6。
4. 電動機外形及尺寸
電動機的主要外形及安裝尺寸如表所示。
1. 傳動比計算
=2. 傳動裝置各軸的運動和動力引數
1) 各軸的轉速
第一軸轉速：
第二軸轉速：
2) 各軸的輸入功率
第一軸功率：
第二軸功率：
捲筒功率：
3) 各軸的輸入轉矩
電動機軸的輸出轉矩：
第一軸轉矩：
第二軸轉矩：
捲筒的轉矩：
將上述計算結果彙總於表1.3，以備查用
其中ⅰ軸指蝸桿軸，ⅱ軸指蝸輪軸。
由於傳動方案為一級蝸桿減速器，則傳動零件為蝸輪蝸桿。
由於蝸桿傳遞的功率為1.84kw，功率不大，速度也不高，蝸桿選用45號鋼製造，淬火處理，齒面硬度達220～300hbw。
蝸桿材料選用45鋼，整體調質，表面淬火，齒面硬度45~50hrc
蝸輪材料，根據
其中n1為蝸桿轉速，t2為蝸輪轉矩
初估蝸桿副的滑動速度vs=3.2m/s，選擇蝸輪的材料為無錫青銅
，又因小批量生產，則用沙模鑄造。
蝸桿傳動的主要失效形式是齒面膠合、齒麵點蝕和齒面磨損，而且失效通常發生在蝸輪輪齒上。因此採用齒面接觸疲勞強度條件計算蝸桿傳動的承載能力，並在選擇許用應力時，要適當考慮膠合和磨損等失效因素的影響。
故採用公式
確定模數m和蝸桿分度圓直徑。
1. 選擇蝸桿頭數及蝸輪齒數
由傳動比i=15.63，查參考書1書表9.2可知蝸桿頭數取2，
確定轉矩
由於轉矩為蝸輪上轉矩，則查上述計算錶可得=256n·m
2. 確定載荷係數k
由於載荷係數k=
由表9.4查得載荷性質為中等衝擊時，取1.15。
假設蝸輪圓周速度< 3m/s，取動載荷係數=1.0。
由於由中等衝擊，則1.1~1.3,取1.2。
所以k==1.38
3. 確定許用接觸應力
由於蝸輪材料為無錫青銅，則蝸輪齒面失效形式主要是膠合，則由表9.6查取=180mpa。
4. 確定材料彈性係數=160
5. 計算模數和分度圓直徑
將以上資料代入公式計算得2306
由參考書1表9.1取m=6.3，蝸桿分度圓直徑d1=63
6. 計算傳動中心距
蝸輪分度圓直徑=m,其中取31，
中心距變位係數
1. 驗算蝸輪速度
蝸桿倒程角
蝸輪圓周速度
蝸桿副滑動速度
與初估蝸桿副的滑動速度相符合。
蝸輪圓周速度
故選擇減速器的型別為蝸桿下置
2. 驗算效率
符合初取的效率值0.77
蝸桿傳動的幾何尺寸如下表所示
由於=47.88 ＜1.7×35=59.5，則蝸桿製成蝸桿軸，並採用車製蝸桿。如圖所示。
蝸桿軸簡圖
1. 軸的材料選擇
因傳遞功率不大，並對質量及結構尺寸無特殊要求，考慮到經濟性選用常用材料45#鋼，調質處理
2. 初算軸徑
對於轉軸，按扭轉強度初算軸徑，查參考書1表10.2得c=106~118，考慮到軸端的彎矩和轉矩的大小，故取c=110則
考慮到鍵槽的影響，取
3. 結構設計
軸承部件的結構形式：蝸桿減速器的中心距a=130mm，通過查表選擇減速器的機體採用剖分式結構。因傳遞功率小，故軸承的固定方式可採用兩端固定方式。
因此，所設計的軸承部件的結構形式如上圖所示。然後可按轉軸軸上零件的順序，從dmin處開始設計；
a) 聯軸器及軸段1：
dmin就是軸段1的直徑，又考慮到軸段1上安裝聯軸器，因此，軸段1的設計和聯軸器的設計同時進行。
由於聯軸器的一端連線工作機一端連線軸，其轉速比較高，傳遞轉矩比較小。考慮到安裝時不一定能保證同心度，且載荷為中等衝擊，故採用能補償兩軸軸線的相對位移和緩和載荷衝擊的彈性聯軸器。
由參考書2表13.1，選取hl型彈性柱銷聯軸器（gb5014-1985）。
則轉矩由參考書1表13.1取，
由參考書2表13.1查得hl型彈性柱銷聯軸器（gb5014-1985）j1型軸孔長度為60mm，許用轉矩為500n·m許用轉速為250r/min，軸徑可取35、38mm，故取l1=60mm ，d1=35mm；
b) 密封圈與軸段2：
考慮到聯軸器右端的固定和密封圈的標準，由參考書2表14.4，取軸段d2=38mm，密封圈為毛氈油封密封圈fz/t92010-1991中直徑是37mm；
c) 軸段3與軸段6：
考慮到蝸桿減速器有軸向力，軸承型別選用圓錐滾子軸承，軸段3上安裝軸承，要使軸承便於安裝又符合軸承內徑系列，暫取軸承型號為30208，有參考書2表12.4得，其內徑d=40mm，外徑d=80mm，寬度b=18mm，故取d3=d6=40mm，考慮到安裝甩油環和套筒時的位置，取l3=40mm，軸段6無需安裝套筒，故l6=30mm；
d) 蝸輪與軸段4：
軸段4上安裝蝸輪，按照蝸輪的設計，蝸輪的輪轂寬為（1.5~1.9）d，取輪轂寬為80mm，則軸段5的長度略小於蝸輪輪轂寬度，取l5=78mm；
軸段5的設計：為了軸向固定蝸輪並承受一定的軸向力，因此軸肩的高度為5mm,所以d5=54mm考慮到軸承受力的對稱性，軸肩5的長度l5=10mm；
e) 軸段2的長度：
軸段2的長度根據箱體的壁厚、軸承凸台的厚度、軸承端蓋的厚度以及聯軸器型別確定,由於軸承端蓋連線螺栓的長度為25mm，可取l2=60mm
f) 鍵連線：
聯軸器及蝸輪的軸向連線均採用普通平鍵連線，分別為鍵10×50 gb/t1096-1990及鍵14×70 gb/t1096-1990.
4. 軸受力分析
在水平面上
負號表示力的方向於受力簡圖中所設方向相反。
在垂直平面上
軸承ⅰ上的總支承反力
軸承ⅱ上的總支承反力
在水平面上
a-a剖面左側：
a-a剖面右側：
在豎直平面上
合成彎矩
a-a剖面左側：
a-a剖面右側：
5. 校核軸的強度
a-a剖面左側因彎矩大、有轉矩，還有鍵引起的應力集中，故a-a剖面左側為危險截面。
由附表10.1，抗彎剖面模量
抗扭剖面模量
彎曲應力
扭剪應力
對於調質處理的45鋼，由參考書1表10.1查得，，，
由參考書1表10.1注查得材料的等效係數，。
鍵槽引起的應力集中係數，由參考書1表10.4查得
絕對尺寸係數，由參考書1附圖10.1查得
軸磨削加工時的表面質量係數由參考書1附圖10.2查得。
安全係數
查表10.5得許用安全係數，顯然，故a-a剖面安全。
校核鍵連線的強度
6. 聯軸器處鍵連線的擠壓應力
取鍵、軸、聯軸器的材料都為鋼，查表6.1得。顯然，，故強度足夠。
齒輪處鍵連線的擠壓應力
取鍵、軸、齒輪的材料都為鋼，查表6.1得。顯然，，故強度足夠。
7. 校核軸承壽命
計算軸承的軸向力。由參考書1表11.13查得70308軸承內部軸向力計算公式，則軸承ⅰ、ⅱ的內部軸向力分別為
根據軸承手冊查得
cr =63.0kn
圖一：軸承布置及受力
的方向如圖一所示，同向，則
顯然，，因此軸有左移趨勢，但由軸承部件的結構圖分析可知軸承ⅰ將保持平衡，故兩軸承的軸向分力分別為
比餃兩軸承的受力，因，故只需校核軸承ⅰ。
計算當量動載荷。
因為所以
當量動載荷
校核軸承壽命。軸承在以下工作，查參考書1表11.9得。由於載荷有中等衝擊，查參考書1表11.10，得。
軸承的壽命
已知減速器使用4年，2班制工作，則預期壽命
顯然，故軸承壽命很充裕。
8. 蝸輪設計計算
由於齒圈採用鋁青銅，且蝸輪分度圓直徑d=195.3mm，大於100mm。故採用齒圈壓配式。
齒圈與輪芯採用過盈配合h7/u6,並加台階和沿接合面周圍加裝4個螺釘，以增強連線的可靠性。如圖所示。
蝸輪結構尺寸大小如下表所示。
蝸輪簡圖
1. 材料選擇
因傳遞功率不大，並對質量及結構尺寸無特殊要求，故選用常用材料45號鋼，調質處理。
2. 結構設計
1) 初算軸頸
對於轉軸，按扭轉強度初算軸頸，查表10.2得c=106~118，考慮軸端彎矩比轉矩小，故取c=110，則=，考慮鍵槽影響，取=15.26mm。
2) 軸段設計
a) 軸承部件的結構形式設計:
由輸出軸設計可知，機體採用剖分式，且傳動方式為下置式，則蝸桿部分為整體式。因傳遞的功率不大，估計軸不會長，故軸承部件的固定方式可採用兩端固定式。由此，所設計的軸承部件的結構形式如圖所示。
然後，可按軸上零件的安裝順序，從處開始設計。
b) 聯軸器及軸段1設計:
就是軸段1的直徑，又考慮到軸段1上安裝聯軸器，因此，軸段1的設計應與聯軸器的設計同時進行。
為補償聯軸器所連線的兩軸的安裝誤差，隔離震動，選用彈性柱銷聯軸器。查表13.1取=1.
5，則計算轉矩=33.3n·m。又因聯軸器與電動機連線，其軸頸為28mm，由機械設計手冊查得gb 5014——2003中的hl2型符合要求：
公稱轉矩為560n·m，許用轉速為6300r/min，軸孔直徑範圍20~35mm。考慮電動機軸頸，故取聯軸器軸孔直徑28mm，j1型軸孔長度為44mm，a型鍵，選hl2聯軸器 28×44 gb 5014-1985。
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