通过对烘干房热风机设计参数和S2设计参数的多次迭代，得到了一个接近设计要求的初步三维设计方案。从表2可以看出，初步设计方案的气动参数与一维设计结果吻合较好。风机设计过程中一维参数的设计精度足以支持设计工作的进一步发展。表2显示了一维设计结果和初步设计的平均质量参数。由表2可以看出，单级风机平均半径处的负荷系数约为1.0，甚至高于普通航空发动机压气机的负荷系数。同
烘干房热风机
通过对烘干房热风机设计参数和S2设计参数的多次迭代，得到了一个接近设计要求的初步三维设计方案。从表2可以看出，初步设计方案的气动参数与一维设计结果吻合较好。风机设计过程中一维参数的设计精度足以支持设计工作的进一步发展。表2显示了一维设计结果和初步设计的平均质量参数。由表2可以看出，单级风机平均半径处的负荷系数约为1.0，甚至高于普通航空发动机压气机的负荷系数。同时，单级风机的反应性略大于0.5，平均负荷分布在静、动叶片上，使烘干房热风机叶片展开中部的弯曲角度达到40度以上，扩压系数达到0.5以上。从出版的文献中不难找到。考虑到轴流风机制造成本的限制，扩压系数接近0.6，基本达到了无主动流量控制技术的亚音速轴流风机的设计极限。其它区域的网格划分为动叶区域网格作为参考，采用结构化/非结构化混合网格。然而，在烘干房热风机设计结果与设计目标的压力比与效率之间仍存在一定的差距，需要进一步的详细设计来弥补。由于本文设计的单级风机的负荷比设计中采用的经验公式高，因此有必要对每排叶片的稠度和展弦比进行调整。初步设计方案如图所示。6和7，以及表3所示的气动性能，其中载荷系数由叶尖的切线速度定义。
以烘干房热风机带后导叶的可调轴流风机模型为研究对象，如图1所示。风扇由集热器、活动叶片、后导叶和扩散器组成。风机转子叶片采用翼型结构，动叶14片，导叶15片，叶轮直径d为1500mm，烘干房热风机叶顶间隙delta为4.5mm，风机工作转速为1200r/min，轮毂比为0.6，设计工况安装角为32度，相应设计流量和总压为37.14m3_S-1和2348pa，结构简图给出了叶顶间隙均匀和不均匀的方程，其中前缘间隙和后缘间隙分别为1和2。leand te表示叶片的前缘和后缘。为了保证前缘与后缘的平均间隙为4.5mm，选取六种非均匀间隙进行分析。现代轴流风机的相对径向间隙为0.8%~1.5%[18]，改变后风机叶尖间隙的较小相对径向间隙为1%，满足正常运行的要求，如表1所示。其中方案1~3为渐变收缩型，方案4~6为渐变膨胀型。控制方程包括三维稳态雷诺时均N-S方程和可实现的K-E湍流模型。当设计负荷超过原模型时，采用MISES方法对S1流面进口断面进行分析，得到初始滞后角，如本文对高负荷风机的设计。可实现的K-E模型可以有效地解决旋转运动、边界层流动分离、强逆压梯度、二次流和回流等问题。烘干房热风机采用分离隐式方法计算，壁面采用防滑边界条件，压力-速度耦合采用简单算法。采用二阶逆风法离散了与空间有关的对流项、扩散项和湍流粘性系数，忽略了重力和壁面粗糙度的影响。
与均匀间隙相比，烘干房热风机在平均叶顶间隙不变的前提下，1~3级间隙方案下的风机总压力和效率均高于均匀间隙方案下的风机总压力和效率；前导间隙越大，尾随间隙越小，性能越明显。改进是，但随着烘干房热风机间隙的逐渐收缩，风机的性能改善逐渐减小；在设计流量下，方案2和方案3下的总压力分别增加20。对于PA和22PA，烘干房热风机效率分别提高0.69%和0.70%，特别是在小流量情况下。方案2和方案3的效率分别提高1.16%和1.20%。同时，方案1-3对应的区（>81%）变宽，根据总压的趋势，喘振裕度增大，稳定工作范围提高。但4-6级进风机的总压和效率均均匀间隙，随着间隙的增大，风机的性能下降更大。方案6的总压力和效率分别降低了15pa和0.14%。模拟结果与参考文献中给出的结果一致。以上分析表明，在相同流量范围的前提下，锥形间隙的区变宽，相应的流量范围增大，烘干房热风机的稳定工作区增大，设计流量和左效率明显提高，措施简单，易于实施。在确定优化目标时，综合考虑了设计点的性能和非设计条件，烘干房热风机对有效范围内的剖面性能进行了研究。考虑到风机选型中参数裕度过大，导致轴流风机在设计流量的左侧运行，可以将变细的间隙形状作为提高风机性能的手段。为了分析不同叶尖间隙形状下风机性能变化的内在机理，进行了内部流动特性和叶轮能力分析。
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