Модуль зацепления сектора и рейки определяют по общеизвестной методике из условия изгибной прочности, используя формулу:
,
где 
-- сила, действующая на зуб сектора и рейки; 
-- ширина сектора; 
-- коэффициент нагрузки между зубьями (неравномерность распределения по длине контактной линии зубьев); 
-- коэффициент формы зуба.
Допускаемое напряжение может быть принято 
МПа, или найдено по выражению -- 
, МПа.
Величина контактного напряжения в зацеплении зубьев определяется по известной формуле Герца – Беляева.
Значение шага винта (р) определяют по заданному передаточному числу из формулы, приведенной выше -- 
, задавшись значением 
.
По величине шага выбирают предварительное значение диаметра шарика: 
. И затем. Полученное значение округляют до величины, предусмотренной ГОСТ 3722 на сортамент шариков.
Затем выбирают профиль канавок винта и гайки в нормальном сечении. Наиболее часто используют полукруговой профиль, который позволяет иметь под шариками пространство для смазывания и сбора продуктов износа. Радиус желоба (
) (см. рис219) у винта и гайки должен быть больше, чем у шарика, для уменьшения трения. Можно принять: 
.
Внутренний и внешний диаметры канавок винта (
и 
) и гайки (
и 
) определяются:
; 
;
; 
,
где h -- глубина канавки; обычно 
.
Смещение х центров профилей канавок относительно центров шариков и среднего диаметра винтового канала 
:
; 
.
Минимальное целое число шариков в одном витке и необходимое общее число рабочих шариков:
;
,
где 
-- угол подъема винтовой линии, 
; 
-- угол контакта шариков с канавками, 
; 
-- коэффициент неравномерности распределения осевой нагрузки между шариками, 
; 
-- допускаемая нагрузка, действующая на один шарик по нормали к поверхности контакта, при которой обеспечивается длительный срок службы винтошариковой передачи. Ее определяют из условия контактной прочности шарика и винта:
|
|
,
где -- К – коэффициент, который можно определить по графику на рис. 9 в зависимости от отношения главных приведенных кривизн:
;
Рис. 9. График для определения коэффициента
-- 
-- допускаемое контактное напряжение, которое при HRC 58…64 изменяется в пределах 2500…3500 МПа.
Число витков винта (гайки) равно: 
.
Для достижения благоприятного распределения нагрузки между витками обычно предусматривают 1,5…2,5 витка. Если требуемое число витков более 2,5, то для сохранения высокого кпд применяют два самостоятельных круга циркуляции с равными числами витков и шариков. По той же причине общее число шариков не должно быть больше 60. В противном случае принимают шарики большего диаметра и повторяют расчет.
Радиальный зазор 
(рис. 8) не должен быть больше 0,02…0,03. величина этого зазора моет быть найдена по выражению:
.
Осевой и радиальный зазоры связаны выражением:
.
После компоновки винтореечного механизма проверяют прочность и жесткость винта. Винт находится в сложном напряженном состоянии. В его опасном сечении (рис. 7) действуют напряжения растяжения от осевой нагрузки (силы FОС), изгибающего момента:
;
и крутящего момента:
,
где n -- расстояние от оси винта до полюса зацепления; l – расстояние между опорами винта; 
-- угол зацепления; 
-- угол контакта шарика с канавками; 
-- приведенный угол трения; f – коэффициент трения качения, f =0,008…0,01.
При этом должно выполняться условие:
|
|
,
где 
, 
и 
-- площадь и моменты сопротивления сечения винта по внутреннему диаметру d1 канавки изгибу и кручению; 
-- допускаемое напряжение, причем 
, где 
-- предел текучести материала винта.