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W_B=0.1d^3 （2.20）
则：
δ_Ca^B=(M_Ca^B)/W_B =(8866.42×〖10〗^(-3))/(0.1×(18×〖10〗^(-3) )^3 ) Pa
=15.20MPa<[δ_(-1) ] （2.21）
满足强度要求。
图2.6 轴校核图
2.3.5 双矩形卸荷槽设计
（1）双矩形卸荷槽的间距a
双矩形卸荷槽的间距a（单位为mm）的计算公式为
a=p_b cosα=π〖cos〗^2 α=π (m^2 z)/A 〖cos〗^2 α （2.22）
式中 p_b——基圆齿距（mm）；
α—— 啮合角；
m—— 模数（mm）；
A—— 两齿轮间的实际中心距（mm）。
当α=20°且实际中心距A为标准值（A=zm）时，可得a=2.78m（m为模数）。
当齿轮的齿测间隙很小时，封闭腔d和e可能互不相通，或者d和e之间的通道很小，如果卸荷槽的位置对称与两齿轮圆心的连心线，即b=a/2，则当齿轮啮合状态越过图2.7（a）所示位置以后，封闭腔d的容积仍然继续减少，但已与卸荷槽脱开，困油问题并没有完全解决。试验表明：加大齿测间隙能使上述问题得到解决。但齿测间隙的增大会导致泄漏增加，容积效率下降。为了克服上述缺陷，可以采用向低压侧偏移的不对称卸荷槽方案。如图2.7（b）所示，使卸荷槽向吸油腔一侧偏移一段距离，这样还可以多回收一部分压力油，提高液压泵的容积效率。但卸荷槽偏移后，当后一对轮齿越过啮合点k_1以后，封闭腔e不能立即与吸油腔相通，因此当它的容积渐增时，如齿测间隙很小，e和d不互通，则可能出现真空。但这一影响相对来说并不是主要的。试验证明，采用不对称卸荷槽能基本上解决困油问题。
本设计采用b=0.8m（m为模数）,可使噪声明显下降。
（2）卸荷槽宽度c
卸荷槽宽度c应能包括实际啮合线的起点N_1和终点N_2，所以卸荷槽宽度c应大于c_min。而c_min（单位为mm）等于实际啮合长度¯(N_1 N_2 )在中心线上的投影。即
c_min=¯(N_1 N_2 ) sinα=εp_b sinα=επmcosα√(1-〖cos〗^2 α)
=επmcosα√(1-(mz/A cosα)^2 ) （2.23）
式中 ¯(N_1 N_2 )——齿轮的实际啮合线长度（mm）；
ε——重合度；
为了保证卸荷槽畅通，应使卸荷槽c>c_min，同时又要考虑到齿根圆以内（特别是高压区）不宜开孔挖槽，以免削弱齿轮断面的密封性，增加断面泄漏，故最佳c值的确定原则为：使卸荷槽上下两端刚好与两个齿轮的齿根圆相接。由此可得
c=2[r_w-√(〖r_f〗^2-(a/2)^2 )]=2[r_w-√(〖r_f〗^2-(p_b/2 cosα)^2 )] （2.24）
式中 r_w、r_f——齿轮节圆半径和齿根圆半径。
当α=20°且中心距为标准值时，按式（2.23）可得c_min=1.03m（m为模数）。为了保证卸荷槽畅通，一般可取c>2.5m。
（3）卸荷槽深度h
h的大小影响困油容积的排油速度。可根据困油容积的变化率为最大值q_bmax时，以卸荷槽中的排油速度v=3~5m/s为依据，来确定卸荷槽的深度h，即v=q_bmax/((hc) )≪3~5m/s,由此可得：
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