Теоретический всасываемый объем газа 
определяется из уравнения
(60)
где 
– площадь сечения, перпендикулярного оси ротора, между двумя зубьями ведущего ротора в кв.м; 
– площадь сечения, перпендикулярного оси ротора, между двумя зубьями ведомого ротора в кв.м; L – длина винтовой части ротора (длина цилиндра) в м; 
– число зубьев ведущего ротора; 
– скорость вращения ведущего ротора в об/мин.
Для компрессоров, имеющих равные внешние диаметры D обоих роторов, можно, введя вспомогательные величины:
получить уравнение (60) в виде
(61)
Действительный всасываемый объем. Для того чтобы получить действительную производительность, определенную попаpaметрам газа в патрубке глушителя, расположенного на всасывании, необходимо теоретический всасываемый объем газа умножить на коэффициент подачи λ, которым учитываются потери от неплотностей и гидравлические потери.
Рис. 72. Зависимость коэффициента подачи одноступенчатого компрессора производительностью по всасыванию 1600 куб.м/ч от степени повышения давления при разных скоростях вращения
На рис. 72 показана зависимость коэффициента подачи одноступенчатого винтового компрессора от степени повышения давления и числа оборотов. Потери от неплотностей можно было бы подсчитать, пользуясь методикой, применяемой при расчете газодувок Рутса, но зависимость получается еще более сложная из-за переменного давления газа, находящегося в пространстве между зубьями, и переменной длины щели, через которую происходит утечка газа.
У компрессоров с циклоидальным профилем зуба имеется мертвое пространство, очень небольшое по сравнению с компрессорами других типов. При симметричном профиле циклоидального зуба мертвое пространство составляет примерно 1%, при асимметричном профиле – только около 0,5%, при цевочных зубьях мертвое пространство практически равно нулю.
В компрессорах, не имеющих смазки цилиндра, степень повышения давления невысокая, и поэтому расширение газа из мертвого пространства существенно не ухудшает коэффициента подачи. В компрессорах с внутренним охлаждением маслом, применяемых при высоких степенях повышения давления, мертвое пространство заполнено маслом, поэтому расширение газа из мертвого пространства еще меньше влияет на коэффициент подачи, чем в компрессорах, работающих без смазки. Всасывание с пульсацией давления и с большими скоростями во всасывающем трубопроводе вызывает повышение давления газа во всасывающем трубопроводе перед открытием всасывающего окна н подпор газа, который может при удачной конструкции быть столь значительным, что при невысоких степенях повышения давления величина коэффициента подачи может превысить 100%.
Часто при проектировании винтового компрессора окружную скорость 
принимают в зависимости от плотности всасываемого газа. Подставив значение окружной скорости в правую часть уравнения (61) и умножив полученное выражение на коэффициент подачи λ, получим уравнение для действительной производительности по всасыванию
(62)
Мощность винтового компрессора. Винтовые компрессоры, как и пластинчатые, являются машинами с постоянной степенью повышения давления. Поэтому расчет их мощностей аналогичен. Из уравнения (20) определяют адиабатическую мощность; разделив ее на адиабатический КПД, находят действительную мощность
Указанный способ расчета справедлив только в случае совпадения давления, достигнутого в компрессоре, с давлением в нагнетательном трубопроводе.
Если давление в нагнетательном трубопроводе ниже давления, достигнутого в компрессоре, адиабатическая мощность подсчитывается аналогично тому, как это сделано выше с применением уравнения (22), только показатель политропы заменяется показателем адиабаты. Та же замена проводится при использовании уравнения (23), если давление в нагнетательном трубопроводе выше давления в компрессоре в конце процесса сжатия. Делением полученной мощности на адиабатический КПД определим действительную мощность.