轴向压力和径向压力
（1）轴向压力 从图4-13中B型双螺杆泵的结构可知，介质作用在两根螺杆上的轴向压力都是通过主动螺杆底部的推力块传递到推力轴承座的，因此不必分别计算作用在两根螺杆上的轴向压力，只需计算主动螺杆承受的总轴向压力pz。
B型双螺杆泵适用于高压工况，故其轴向压力较大，通常都设计成有高压平衡轴向压力的液力卸荷结构，剩余轴向压力由推力轴承座承受。其结构通常为立式，故轴向压力还需计算螺杆的自重g1和g2，在不考虑零压力工况的摩擦损失时，由图4-13可知，作用在主动螺杆上总的轴向压力pz与A型双螺杆泵相仿为
式中 pz′——介质作用在两根螺杆横截面为螺杆衬套孔的面积上的轴向压力，由式（4-150）得pz′=A3p=8.687663r2jp=6.033099R2p。
（2）螺杆螺旋面的减荷 B型双螺杆泵采用高压平衡轴向压力的液压卸荷方法，但由于两根螺杆中心距较小，限制了平衡活塞直径的d2增大，致使剩余的轴向压力仍较大，导致螺旋面的接触应力很大，直接影响到螺杆的寿命。为了减小螺杆螺旋面的接触应力，采用了安装在螺杆末端的一对同步斜齿轮，齿轮的旋向和螺杆螺旋的旋向相反（图4-17）。因此，作用在螺杆上的轴向压力也就等于斜齿面上的轴向反作用力。
pz=py′tanβ=p″ytanβ1 （4-169）
式中 py′——作用在螺杆螺旋面上的圆周压力；
p″y——作用在斜齿轮齿面上的圆周压力；
β——节圆上螺旋线与螺杆轴线之间的夹角，即表4-2节圆螺旋角入的余角；
β1——斜齿轮齿面与螺杆轴线之间的夹角。
而 py′+p″y=py （4-170）
图4-17 作用在螺杆螺旋面和斜齿轮上的力
式中 py——螺杆上的力矩M产生的圆周力，
，不考虑摩擦损失时泵的理论功率产生的力矩等于介质对主动螺杆螺旋面的作用力产生的力矩，主动螺杆上的力矩M1=0.56r3jp，从动螺杆上的力矩M2=0.5M1。
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由此证明了采用一对旋向和螺杆螺旋方向相反的斜齿轮，使作用在螺杆上的圆周力分配到斜齿轮和螺杆螺旋两部分，确能减小螺旋面的接触应力，而且利用两者的倾角β和β1的不同，若使β＞β1，这样大部分的扭矩就通过同步斜齿轮传递给从动螺杆，通过螺杆螺旋传力齿形曲线传递的力矩仅为一小部分，这样大大减小了螺杆螺旋面的接触应力，从而延长了螺杆的寿命。
两根螺杆啮合时啮合区（图4-18）的单位负荷σ为
图4-18 两根螺杆啮合时啮合区在端面的投影面积
式中 AABCDA——啮合区在端面的投影面积（图4-18），AABCDA=R2（2γ-sin2γ）
（3）径向压力 О.А.Пыж给出了B型双螺杆泵从动螺杆的径向压力pr2的计算公式，是在假设图4-15中的啮合线
和
的漏损不考虑的前提下推导的（这恰恰就是笔者提出的对原B型双螺杆泵的螺杆螺旋型线修正后的情况），其结果如下：
介质作用在螺旋面上压力的径向分压力很小，可以忽略不计。
作用在螺杆螺旋内表面上的径向压力的合力p′r=0.7225prj2，它的作用点距螺杆螺旋上端距离为
齿顶圆轴向长度，pr′分解成x和y轴方向的分压力为
作用在螺杆螺旋外表面的径向压力的分力p″r=1.0667pr2j，它的作用点距螺杆螺旋上端距离为
齿根圆轴向长度，p″r分解成x和y轴方向的分压力为
上述的x轴均为两根螺杆中心的连线，y轴为通过一根螺杆的中心并垂直于x轴的方向。
