以風機廠家帶后導葉的可調軸流風機模型為研究對象，如圖1所示。風扇由集熱器、活動葉片、后導葉和擴散器組成。風機轉子葉片采用翼型結構，動葉14片，導葉15片，葉輪直徑d為1500mm，風機廠家葉頂間隙delta為4.5mm，風機工作轉速為1200r/min，輪轂比為0.6，設計工況安裝角為32度，相應設計流量和總壓為37.14m3_s-1和2348pa，結構簡圖給出了葉頂間隙均勻和不均勻的方程，其中前緣間隙和后緣間隙分別為1和2。leand te表示葉片的前緣和后緣。為了---前緣與后緣的平均間隙為4.5mm，選取六種非均勻間隙進行分析。現代軸流風機的相對徑向間隙為0.8%~1.5%[18]，改變后風機葉尖間隙的較小相對徑向間隙為1%，滿足正常運行的要求，如表1所示。其-案1~3為漸變收縮型，方案4~6為漸變膨脹型。控制方程包括三態雷諾時均n-s方程和可實現的k-e湍流模型。可實現的k-e模型可以有效地解決旋轉運動、邊界層流動分離、強逆壓梯度、二次流和回流等問題。風機廠家采用分離隱式方法計算，壁面采用防滑邊界條件，壓力-速度耦合采用簡單算法。采用二階逆風法離散了與空間有關的對流項、擴散項和湍流粘性系數，忽略了重力和壁面粗糙度的影響。
在風機廠家葉片前緣形成了c形軸向速度分布，在翼型阻力的作用下，烘干風機廠家，流入流的軸向速度減小，形成了一個低速區。吸入面沿轉子旋轉的相反方向形成橫向壓力梯度。根據機翼理論，烘箱風機廠家，通過吸力面的速度高于通過壓力面的速度，吸力面后緣形成高速區。進一步討論了動葉區中間流動面內的總壓力分布。分析了在設計流量下動葉區中流面內的總壓分布。由于風機廠家葉片壓力面所做的工作，壓力面上的總壓力明顯高于吸力面上的總壓力，總壓力沿動葉片旋轉方向由壓力面逐漸下降到吸力面。總壓逐漸升高，但吸入面略有變化。這是因為當氣流通過葉柵時，從吸力面到相鄰葉片壓力面的離心力沿葉片高度逐漸增大。為了抵消離心力的影響，將葉片設計為扭曲葉片后，沿葉片高度方向產生橫向壓力梯度，使兩個力達到平衡，吸力面附近有一個負壓區。由于風機廠家葉片的吸入面和壓力面之間的壓差較大，位于壓力側的流體通過葉尖間隙流向吸入面，導致葉尖間隙中的泄漏流。泄漏流與主流相互作用，風機廠家，產生較大的泄漏損失。
不同風機廠家靜葉設計點90%葉片高度剖面上的壓力分布。從圖中不難看出，原型直葉片的進口具有明顯的正攻角，端彎葉片的載荷由于分離流動而減小。由于受葉片端部彎曲的影響，三維葉片的攻角幾乎為零，并且由于端部流動的---，載荷甚至略高于原型直葉片。研究了不同靜葉對單級風扇級性能的影響。風機廠家帶有三個不同定子葉片的單級風扇級的效率特性。從風機廠家中不難看出，端部彎曲定子可以有效地提高裕度，但由于定子損耗的增加，級效率降低了1.39%。前緣彎曲引起的葉片反向彎曲效應被葉片正向彎曲疊加所抵消。舞臺效率略有提高，高點提高0.26%。失速邊界越近，風扇級效率越明顯。同時，風機廠家轉子出口頂部的靜壓力隨著定子葉片頂部的功能力的增加而降低如圖21所示，轉子葉片出口直徑上的靜壓力。在方向分布上，高溫軸流風機廠家，將定子出口處的背壓設置為接近失速的原型級工況，背壓為114451pa，風機的失速裕度進一步從27.1%擴大到48.8%，推遲了葉尖泄漏引起的失速。
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