通过对小型耐高温轴流风机设计参数和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。根据以往对小型耐高温轴流风机亚音速定子叶片的研究，前缘弯曲用于匹配迎角[20]，根部弯曲高度为20%，端部弯曲角度为20，顶部弯曲高度为30%，端部弯曲角度为40，如图18左侧所示。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，使小型耐高温轴流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。然而，在小型耐高温轴流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。与均匀间隙相比，小型耐高温轴流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，但随着小型耐高温轴流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。小型耐高温轴流风机叶尖间隙的大小沿流动方向减小，即叶片叶尖越靠近壳体，泄漏旋涡越靠近叶片上部和中部。对于PA和22PA，小型耐高温轴流风机效率分别提高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（gt;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低于均匀间隙，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，小型耐高温轴流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。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。在小型耐高温轴流风机叶片前缘形成了C形轴向速度分布，在翼型阻力的作用下，流入流的轴向速度减小，形成了一个低速区。吸入面沿转子旋转的相反方向形成横向压力梯度。从图中不难看出，原型直叶片的进口具有明显的正攻角，端弯叶片的载荷由于分离流动而减小。根据机翼理论，通过吸力面的速度高于通过压力面的速度，吸力面后缘形成高速区。进一步讨论了动叶区中间流动面内的总压力分布。分析了在设计流量下动叶区中流面内的总压分布。由于小型耐高温轴流风机叶片压力面所做的工作，压力面上的总压力明显高于吸力面上的总压力，总压力沿动叶片旋转方向由压力面逐渐下降到吸力面。总压逐渐升高，但吸入面略有变化。这是因为当气流通过叶栅时，从吸力面到相邻叶片压力面的离心力沿叶片高度逐渐增大。为了抵消离心力的影响，将叶片设计为扭曲叶片后，沿叶片高度方向产生横向压力梯度，使两个力达到平衡，吸力面附近有一个负压区。由于小型耐高温轴流风机叶片的吸入面和压力面之间的压差较大，位于压力侧的流体通过叶尖间隙流向吸入面，导致叶尖间隙中的泄漏流。泄漏流与主流相互作用，产生较大的泄漏损失。)