在单齿啮合区域内，齿轮泵的齿轮只有一对是 处于啮合状态，因此这个区域内是 不存在困油现象的；在两齿啮合的区域内，有两对齿轮同时进入啮合，这个区域内就会有一部分油液被困在同时啮合的两对齿内，形成困油现象。所以开单边圆形卸荷槽时只需要在两齿轮同时啮合区域开即可，把两齿啮合区域的边界作为卸荷槽圆的边界，就要求卸荷槽的圆周通过B点，进行相应的设计计算，就能得出满足上述要求的卸荷槽尺寸。这种单侧圆形卸荷槽形式不仅基本上解决了困油现象，而且在困油区内卸荷出去的液压压力油被排入到压油区，相对而言间接的提高了高压的齿轮泵容积效率。虽然这种卸荷槽的方式可能仍然会出现真空现象，但真空不很严重，这在困油现象中并不是 矛盾的主要方面，因此采用单个圆形卸荷槽己满足要求。
 由于双重卸荷槽的形式在运用的过程中能够很好的解决困油现象，因此现在考虑 另一种方案，就是 用双重卸荷槽的形式来代替不对称卸荷槽的形式。齿轮泵的啮合后侧隙过少的时候，齿轮泵的困油区的容积就被分成两个部分。齿轮泵总的困油容积为V，侧隙比较少时，总容困油积分为两个部分。齿轮泵困油的容积随着齿轮的转动是 由大变小，再由小逐渐变大的一个过程。解决齿轮泵因齿轮啮合后侧隙少而导致齿轮泵卸荷不完全这种现象，就需要在困油容积V由大变小的过程中，需要保证压油腔与一直都处于相连通；同理在当困油容积V由小逐渐增大的过程中。
不锈钢齿轮油泵困油区的逐渐减少到较小的过程中，这一部分的液压油受到挤压，导致困油区内压力急剧升高，达到290MPa，相当于高压齿轮泵工作压力的十多倍。在0.027s时高压齿轮泵的齿轮处于啮合的始末状态，这时较高的压力也达到了29MPa高于出口的压力。因此在整个齿轮泵的困油过程中都会产生振动与噪声，所以要解决困油问题带来的危害。
齿轮的失效形式主要有：轮齿折断、齿面点蚀、齿面胶合、齿面磨损、齿面塑形变形。余弦齿轮泵工作环境属于闭式的，因此根据齿轮泵现场使用情况可以得出齿轮的主要失效形式有轮齿弯曲疲劳折断和齿面接触疲劳点蚀两方面。所以，需要校核余弦齿轮的强度。之前齿轮的强度分析都是 根据经验公式来完成，随着科技的不断发展，计算机技术的发展，很多与计算机相关的软件得到了飞速的发展，现今在受力分析软件中使用较多的就是 有限元分析法。目前，齿轮接触有限元分析建立在静力分析基础上，未考虑 动力因素的影响。随着液压系统在工程机械中运用逐渐增多，高压齿轮泵的使用率也随之增加；但这也要求高压齿轮泵的性能及其现在推行的降低振动和噪声污染方面也要做出一定的考察。对高压齿轮泵进行结构改进，通过分析得出了降低齿轮泵噪声的一些方法，还有很多的方面没有考虑 全面，要想使高压齿轮泵的在振动和噪声方面有更大的突破，因此需要后续的研究，主要如下：
(1)对保温齿轮油泵进行结构上的改进来降低泵的噪声，没有对改进后的结构进一步优化设计，得出较优的结构。并要通过高压齿轮泵的工况出发，在液压系统中的噪声也是 可以降低高压齿轮泵的振动和噪声(相对于结构改进这是 从外部条件来考虑 )。
(2)由于时间和实验器材的缺乏，还没有对改进后的高压齿轮泵进行试验研究，在试验的过程中能够更好的了解高压齿轮泵振动和噪声产生的原因，在对余弦齿轮和渐开线齿轮进行接触强度的仿真中使用的是 理想的模型分析，应该要把这些分析放在工况的条件下进行，这样得出的结论更为准确。
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