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水轮发动机的涡轮设计与流场优化水轮发动机作为一种重要的能源转化设备，其效率和性能直接关系到能源利用的高效与否。
在水轮发动机中，涡轮作为一个核心部件，其设计和流场优化对整个水轮发动机的性能有着至关重要的影响。
本文将就水轮发动机的涡轮设计和流场优化展开探讨。
首先，在涡轮的设计方面，需要考虑到叶轮的形状、叶片数量、叶片厚度、叶片高度等因素。
叶轮的形状将决定着水流通过时的受力情况以及能量转化效率，因此必须进行精确的设计计算。
叶片数量的选择则要根据实际的工况需求来确定，通常是在考虑到叶轮负荷和稳定性的基础上进行折中。
叶片的厚度和高度也需要进行研究和优化，以确保叶片的强度和刚度在承受水流冲击和离心力的作用下能够保持稳定。
其次，流场的优化也是涡轮设计中不可或缺的一环。
流场的优化能够通过数值模拟和实验手段来实现，其中数值模拟技术的发展为流场优化提供了更为便捷和经济的手段。
通过数值模拟，可以对涡轮内部的水流情况进行精确的模拟分析，找出其中可能存在的流动分离、涡脱落、压力失调等问题，并及时进行优化调整。
同时，流场优化也可以通过涡轮整体结构或局部流道的调整来实现，如增加尾流控制器、改变导叶角度、优化进口流道等手段。
最后，涡轮的设计与流场的优化是一项复杂系统工程，需要工程师们的不懈努力和精益求精。
通过不断的理论研究、仿真计算、实验验证和工程改进，才能够不断提升水轮发动机的性能和效率，为我国水力能源的开发与利用做出更大的贡献。
水轮发动机作为水力能源的转化装置，在我国的能源结构中扮演着举足轻重的角色。
优化其涡轮设计与流场，对于提升水轮发动机的效率、减少资源浪费具有重要的意义。
在未来，我国水力能源的开发利用将迎来更为广阔的发展空间，而涡轮的设计与流场优化将成为其中的关键技术之一。
如何使用Numeca进行离心压气机仿真计算陈山(****************.cn)目标：得到如图1中的离心压气机实体，使用Numeca软件应如何进行操作才能得到仿真结果？下面按照要进行操作的大概步骤进行讲述。
图1 离心压气机部件实体对于离心压气机，气体流通区域包括叶轮通道区及蜗壳流道区，那么也就只需要这两部分区域进行仿真计算。
那么目标就是处理得到的实体模型，得到这两部分区域。
Numeca软件：要使用Numeca软件进行操作及仿真，先来认识一下Numeca。
包括：IGG/AutoGrid（前处理模块，主要用于几何处理及网格生成）、Fine（求解器，进行流场求解）、CFView（后处理模块，主要用于显示计算得到的流场的详细情况）、Monitor （求解过程监视器，查看收敛历史，还可用来查找计算最先发散的网格区域）。
当然后还包括其它AutoBlade、Design 2D、Design 3D等。
具体操作例子Tutorial_Compressor_with_Splitter。
1、基本操作2、从这个例子知道准备叶轮几何文件需要什么信息（hub、shroud以及叶片面）。
3、两个方向：流向、径向4、强调AutoGrid4文件保存（保存问题，如原来的文件夹都在D盘，那么如果保存的路径仍在D盘不管哪个路径，写出来的*.geomTurbo内都是调用所需文件的路径名，只有到别的磁盘分区如C保存出来的*.geomTurbo内才会写数据）5、网格文件格式网格文件（AutoGrid5手册P1-3）：*.geomTurbo文件（几何信息）和*.trb文件（网格信息）图1 AutoGrid5网格文件对压气机几何实体进行操作一、几何调整位置，满足相互间匹配关系及符合Numeca软件旋转轴(Z轴)的要求。
（1_Geom文件夹）1、原始的几何文件90compressorbackplate.igs,90compressorhousing.igs,90compressorwheel.igs都保存在1_Geom\OriginalData文件夹中。
涡轮增压器转子涡轮级气动轴向力数值计算何嘉伟;王强;李书奇;张继忠【摘要】应用计算流体动力学软件CFX,以某柴油发动机的涡轮增压器涡轮级为研究对象,对其进行了轴向力传统理论计算与数值模拟计算.计算出不同发动机折合转速下涡轮端轴向力的大小,并与传统计算方法进行对比,通过对窄缝间隙的流场分析,找出两者之间差异的原因.研究结果表明,随着增压器转子转速增加,涡轮端轴向力合力越来越大,且两种计算方法结果差异随之减小,由最大值146.314N减至125.4N,减小了14.3％;研究密封环间隙、叶顶间隙对轴向力的影响,发现叶顶间隙对轴向力影响比密封环间隙小0.155～2.955N,并且发现在整个计算的过程中,传统计算给予的假设近乎理想状态,并非实际情况.【期刊名称】《机械设计与制造》【年(卷),期】2019(000)004【总页数】5页(P196-199,203)【关键词】涡轮增压器;涡轮系统;转子轴向力;窄缝间隙;数值模拟【作者】何嘉伟;王强;李书奇;张继忠【作者单位】中北大学机械与动力工程学院,山西太原 030051;中北大学机械与动力工程学院,山西太原 030051;中国北方发动机研究所,天津 300400;中国北方发动机研究所,天津 300400【正文语种】中文【中图分类】TH161 引言涡轮增压器是发动机的重要组成部分，发动机在实际工作的过程中，止推轴承结构是承担增压器压气机级与涡轮级气体压力作用的关键部件，该作用力的合力即为转子轴向力。
由于车用涡轮增压器通常在变工况条件下工作，叶轮两侧的压力变化频繁，造成止推轴承承载载荷随之频繁变化，特别是在排气脉冲条件下更加复杂[1]，因此，增压器轴向气动作用力计算分析是止推轴承设计的必要环节，它的合理性、准确性，关系着涡轮增压器的使用寿命和工作效率。
对于轴向力的计算，人们通常在某一确定工况下进行，由于轴向力的计算多样化[2－3]，结果也千差万别[4]。
文献[5]运用 NUMECA 中计算软件FINE/TURBO分别对涡轮增压器的压气机端、涡轮端进行了流场分析，并对轮背间隙处流场进行了计算，将压气机和涡轮叶轮的表面及背面压力分布进行积分，最终得到轴向力；文献[6]对不同工况下的计算，得到增压器转子轴向力随转速变化的一般规律，并利用数值模拟计算结果，对涡轮增压器止推轴承设计进行了校核。
涡轮增压技术103这篇文章涉及较多的涡轮技术，包括描述压缩机的部分特性曲线图、计算发动机的增压比和空气质量流量，怎样在特性曲线图上绘制点来帮助你选择合适的涡轮增压器。
把你的计算器放在手边吧。
一压缩机部分特性曲线图[1]压缩机特性曲线图是详细描述压缩机压缩效率、空气质量流量范围、增压性能和涡轮转速等性能特性的一种图表。
下面展示的是一幅典型的压气机特性曲线图：[2]增压比增压比（）被定义为出口处绝对压力除以进口处绝对压力注：=增压比、P2c=压气机出口绝对压力、P1c=压气机入口绝对压力[3]在压气机入口和出口处使用绝对压力为计量单位非常有必要，一定要记住绝对压力的基础是14.7磅/平方英寸（在这个单位下“a”代表绝对压力）这被称为标准大气压力和标准情况。
[4]表压即计示压力（在计量单位为磅/平方英寸下“g”代表表压力）测量的是超过大气压力的大小，所以表压力在大气压力下应该显示为“0”。
增压表测量的岐管压力是相对于大气压力的，这就是表压力。
这对于决定压缩机出口处的压力是非常重要的。
比如说增压表上读出的12磅/平方英寸意味着进气歧管的压力高于标准大气压力12磅/平方英寸。
即：歧管压力26.7磅/平方英寸=12磅/平方英寸（表压力）+14.7磅/平方英寸（标准大气压力）[5]这个条件下的增压比就能计算了：（26.7磅/平方英寸[绝对压力]）/14.7磅/平方英寸（标准大气压力）=1.82[6]然而这是在假定压气机入口处没有空气滤清器影响的情况下[7]在决定增压比的时候，压气机入口处的绝对压力时常比环境压力小，特别是在高负荷时。
为什么会这样呢？因为任何对空气的阻碍（这其中就包括空滤器管道的限制）都会对进气造成压力损耗，在决定增压比时，压气机上游的损耗都需要被计算。
这种压力损耗在某些进气系统上可能达到或超过1磅/平方英寸的表显压力。
在这种情况下压气机入口处压力应该如下取值：压气机入口绝对压力=14.7psia – 1psig = 13.7psia[8]带入最新的入口处压力进行增压比计算应该是下面这样(12 psig + 14.7 psia) / 13.7 psia = 1.95.[9]以上计算方法很好，但是如果你不是在标准大气压下呢？在这种情况下，在计算工式中简单地用真实的大气压力替代标准大气压力14.7psi能够使计算更精确。
涡轮直径压轮直径比值涡轮直径与压轮直径的比值是涡轮机设计中的关键参数之一。
本文将详细讨论涡轮直径和压轮直径的定义、计算方法以及比值的影响。
我们将通过一步一步回答来解释这一主题。
第一步：定义涡轮直径和压轮直径涡轮直径是涡轮机中涡轮的最大直径，通常用D_t表示。
涡轮直径是涡轮机性能和工作条件的重要指标。
压轮直径是压轮的最大直径，通常用D_p表示。
压轮直径是压气机性能的重要参数。
第二步：计算涡轮直径和压轮直径涡轮直径和压轮直径的计算方法略有不同。
涡轮直径的计算通常基于涡轮机的流量和速度条件，使用经验公式、静态测压和透平测速等方法进行。
压轮直径的计算较为简单，通常根据气体的流量和压力条件，使用压气机性能图进行估算。
第三步：计算涡轮直径与压轮直径的比值涡轮直径与压轮直径的比值常用符号为α。
该比值主要由涡轮机的流量要求决定。
一般情况下，α的取值范围为0.2到0.7之间。
较低的比值表示涡轮直径较小，较高的比值表示涡轮直径较大。
第四步：比值的影响涡轮直径与压轮直径的比值对涡轮机性能有着重要影响。
较小的比值可以提高涡轮的转速和效率，但同时也会增加流量损失和流量不均匀性。
较大的比值可以降低流量损失和流量不均匀性，但也会使涡轮的尺寸增大，增加轴承和结构的负荷。
第五步：应用案例以一台涡轮膨胀机为例，设计工程师需要根据给定的性能要求，计算涡轮直径和压轮直径的比值。
根据系统的流量和压力条件，可以选定一个合适的比值范围。
然后通过计算和模拟分析，确定最佳的涡轮直径和压轮直径。
第六步：结论通过上述分析，我们可以得出结论：涡轮直径与压轮直径的比值是涡轮机设计中的重要参数，影响着涡轮机的性能和工作条件。
合理选择合适的比值范围，可以最大限度地提高涡轮机的效率和性能。
比值的选取应综合考虑涡轮机的流量要求、转速要求、结构条件等因素，进行合理的设计和优化。
本文通过一步一步回答的方式，详细阐述了涡轮直径与压轮直径的比值的定义、计算方法以及对涡轮机性能的影响。
涡轮机械设计与叶轮流道优化涡轮机械是一种广泛应用于各种工业领域的动力机械，其设计与优化过程十分关键。
其中，叶轮流道的设计对涡轮机械的性能起着至关重要的作用。
本文将介绍涡轮机械设计的一般流程，以及叶轮流道优化的几种常见方法。
首先，让我们来了解涡轮机械设计的一般流程。
涡轮机械的设计通常包括以下几个步骤：确定设计要求、设计初始尺寸、流体力学分析、结构力学分析以及设计校核。
在确定设计要求阶段，需要考虑到涡轮机械所需的工作流量、出口压力、工作温度等参数，并结合具体的工况要求进行设计。
在设计初始尺寸阶段，可以根据经验公式或者近似计算来初步确定叶片长度、轴向和切向尺寸等。
流体力学分析阶段是涡轮机械设计的关键环节，需要使用计算流体力学方法来模拟流体在叶轮流道中的运动，并计算出叶片受力情况、效率等参数。
结构力学分析阶段主要是对叶片的应力和振动进行分析，以确保叶片在高速旋转时能够承受得住力学和动力学的压力。
最后，设计校核阶段是对整个涡轮机械进行全面的校核和验证，包括流体力学与结构力学的一致性检验、刚度和强度等方面的校核等。
通过这一系列的设计步骤，可以确保涡轮机械的设计合理与性能可靠。
叶轮流道优化是涡轮机械设计中的关键环节，其目的是通过优化叶轮流道的几何形状，使得流场流动更加均匀、流速更加合理、损失更加小。
下面介绍几种常见的叶轮流道优化方法。
第一种方法是基于经验公式的优化。
在这种方法中，设计人员可以根据经验公式和设计要求初步确定叶轮流道的初始形状，然后通过试验和经验的积累来不断优化流道的形状。
这种方法相对简单快速，适用于一些流量较小、要求不高的涡轮机械。
第二种方法是基于数值模拟的优化。
这种方法是目前最常用的叶轮流道优化方法之一。
通过使用计算流体力学软件，设计人员可以对流动进行详细的数值模拟，通过不断的试错与优化，得到最优的叶轮流道形状。
这种方法需要一定的计算资源和时间，但可以得到比较准确的优化结果。
第三种方法是基于人工智能的优化。
收稿日期:2005-09-09; 修订日期:2005-12-09基金项目:西北工业大学研究生创新种子基金资助项目(Z200536)作者简介:楚武利(1962-),男,陕西兰田人,西北工业大学教授.文章编号:1001-2060(2006)03-0255-05后置蜗壳斜流叶轮内部射流-尾迹数值研究楚武利,杨 泳,吴艳辉,张 夏(西北工业大学动力与能源学院,陕西西安710072)摘 要:采用商业软件Numeca的Fine/Turbo模块,对包含斜流叶轮、蜗壳一体的斜流风机进行整机计算,并在与已有试验数据进行了较好吻合的基础上,对其内部流场进行详细的数值分析,证实斜流叶轮内部也存在离心式叶轮中古典的射流-尾迹结构。
研究结果表明:由于蜗壳高度非对称性,使各叶轮内部射流-尾迹结构也完全不同。
进一步研究表明,造成这一现象的根本原因在于非对称蜗壳的存在改变了叶轮顶部的叶顶泄漏流动。
关键词:斜流叶轮;蜗壳;尾迹/射流;叶顶泄漏流中图分类号:TH43 文献标识码:A1 前 言众所周知,离心式叶轮和混流式叶轮出口流场常呈现出“射流-尾迹”的流动结构。
这种复杂的非均匀流动结构对叶轮机械的效率和噪声特性有着重要的影响。
早在1960年,R obert等人在实验离心水泵时根据叶轮出口速度提出射流-尾迹结构[1]; Eckardt对一高速径向离心叶轮进行了详细的实验研究和内部流场分析[2～3],指出在离心叶轮曲率及哥氏力的共同作用下,吸力边附面层不断增厚,将主流不断推向压力边,形成“射流-尾迹”结构;K rain 对其自行设计高速后弯离心叶轮进行了详细的试验研究和数值研究[4～6],指出在不同转速下不同工况点下其不同的“射流-尾迹”结构,并得出这种“射流-尾迹”结构在出口附近由于叶顶泄漏流的作用会逐渐减弱;M.D.Hathaway对一低速大尺度离心叶轮进行了详尽的试验和数值研究[8～9],指出在这种低速大尺度叶轮中也存在与高速叶轮类似的“射流-尾迹”结构[2];K.Hillewaert采用对斜流叶轮进行非定常无粘计算耦合蜗壳定常计算的方法对叶轮-蜗壳整体进行计算[10],得出叶轮与蜗壳的相互作用导致蜗壳流场高度不对称性;杨策等人针对K rain叶轮叶进行了一些数值研究[11]。
分级叶轮叶片计算公式分级叶轮叶片计算公式1. 切向速度计算公式切向速度是指叶轮叶片通过工作介质（如气体或液体）所带动的速度。
其计算公式如下：Vt = π * D * n其中，Vt代表切向速度，D代表叶轮直径，n表示叶轮的转速。
举例说明：假设叶轮直径为米，转速为1200转/分钟，则切向速度的计算公式为：Vt = π * * 1200 = m/min2. 流量计算公式流量是指在单位时间内通过叶轮叶片的工作介质的体积。
其计算公式如下：Q = A * V其中，Q代表流量，A代表叶轮叶片的过流面积，V表示流体的速度。
举例说明：假设叶轮叶片的过流面积为m²，流体速度为15 m/s，则流量的计算公式为：Q = * 15 = m³/s3. 叶片角度计算公式叶片角度是指叶轮叶片与切向速度的夹角。
其计算公式如下：α = arctan(Vc / Vt)其中，α代表叶片角度，Vc代表轴向速度，Vt表示切向速度。
举例说明：假设轴向速度为8 m/s，切向速度为20 m/s，则叶片角度的计算公式为：α = arctan(8 / 20) = arctan() ≈°4. 叶片数计算公式叶片数是指叶轮上的叶片数量。
其计算公式如下：Z = Q / (π * D * β * H)其中，Z代表叶片数，Q代表流量，D代表叶轮直径，β代表流路宽度与叶轮直径之比，H代表叶片高度。
举例说明：假设流量为3 m³/s，叶轮直径为米，流路宽度与叶轮直径之比为，叶片高度为米，则叶片数的计算公式为：Z = 3 / (π * * * ) ≈ 335. 轴向速度计算公式轴向速度是指流体在叶轮叶片中的流动速度。
其计算公式如下：Vc = Q / (A * H)其中，Vc代表轴向速度，Q代表流量，A代表叶轮叶片的过流面积，H代表叶片高度。
举例说明：假设流量为3 m³/s，叶轮叶片的过流面积为m²，叶片高度为米，则轴向速度的计算公式为： Vc = 3 / ( * ) = 120 m/s 以上是分级叶轮叶片计算中常用的公式，通过这些公式可以计算出切向速度、流量、叶片角度、叶片数和轴向速度等重要参数，对于叶轮叶片的设计和优化具有重要的指导意义。
涡轮级及叶轮流场计算规范北京理工大学涡轮增压实验室2008年10月目录1.概述 (1)2.涡轮级网格划分技术 (1)涡壳网格划分技术 (1)喷嘴环和叶轮的网格划分技术 (3)涡轮级网格的生成 (5)网格分区及拓扑结构对涡轮叶轮流道网格质量的影响 (6)附面层网格剖分的要求 (10)叶轮网格质量判断准则 (11)3.边界条件的给定 (14)4计算区域的选择 (17)5湍流模型研究 (22)6 涡轮三维流动计算判别准则 (22)熵的分布 (22)静压分布 (23)马赫数分布 (25)叶轮进口攻角 (25)1.概述车用涡轮增压器使用的小型径流涡轮内的流动具有强烈的三维特征，气流将在几何尺寸很小的通道内从径向转为轴向，加上旋转和各种曲率的影响，造成涡轮内流动非常复杂，因此采用三维CFD方法对涡轮性能和内部流动进行数值模拟也比较复杂，影响计算准确程度的因素主要包括：网格的划分、计算区域的选择、计算边界条件、湍流模型等。
本课题采用叶轮机械CFD软件NUMECA的Fine/turbo软件包，对典型的车用增压器涡轮进行数值计算研究，分析上述因素对涡轮性能的影响，并确定涡轮内部流场的判别准则。
2.涡轮级网格划分技术一个完整的径流涡轮级包含涡壳、喷嘴环和叶轮，涡轮级的网格划分研究选择JK90S增压器作为研究对象，它是径流有叶涡轮增压器，涡轮的主要几何参数和性能参数如表1所示。
涡轮级的网格划分是对涡壳、喷嘴环叶片和叶轮分别划分网格，然后进行整个级的网格生成。
涡壳网格划分技术JK90S增压器涡轮壳采用双通道梨形360度全周进气，其截面形状如图1所示，截面参数表如表2所示。
图1 JK90S涡轮壳流道截面形状(如图2所示)。
图2 JK90S涡轮涡壳三维模型涡壳三维模型建立以后，将模型的iges文件输入到Numeca的Fine/turbo 软件包中的网格生成模块IGG中划分网格。
由于涡壳流通区域几何形状复杂，在涡壳网格划分时采用分块的措施，即将涡壳流道划分为13个块，其中从入口到0－0截面为1块，从0－0截面到360度截面按照每30度划分为1个块共计12块。
整个涡壳网格的质量通过对每一块网格质量的控制来达到。
在分别划分各个块网格的过程中，必须注意各个块的网格坐标及坐标方向一致，这是为了保证没有负网格出现。
进行涡壳和过渡段分块时，要保证二者相邻面的网格形状大小相同。
从涡壳入口段至0－0截面，采用蝶形网格。
从0－0截面到360度截面部分，将流道截面分为3部分如图3所示，其中1和2两部分由于形状比较复杂，采用蝶形网格。
1 23图3 涡壳流道截面分区示意图最后完成的涡壳网格如图4 所示。
涡壳总网格642874，分成14块，最小正交性，最大网格长宽比，最大网格延展比。
图4 JK90S 涡轮涡壳网格喷嘴环和叶轮的网格划分技术JK90S涡轮喷嘴环叶片采用气动叶型，其叶片形状和叶型数据分别见图5和表3。
叶片型线图5 JK90S喷嘴环叶片形状表3 喷嘴环叶片叶型数据l mm 0b mm 0l mmb mm涡轮叶轮由于无法获得叶片的原始设计数据，因此首先采用三坐标测量测得叶轮的几何数据，然后根据叶轮的测量数据，利用三维CAD软件建立叶轮的几何模型（如图6）。
图6 JK90S涡轮叶轮三维模型喷嘴环叶片和叶轮的网格是利用Fine/turbo软件包中的Autogrid模块生成的。
模型导入的方法为：首先根据喷嘴环叶片和叶轮叶片的几何数据，分别建立喷嘴环叶片的压力面、吸力面数据文件，以及叶轮叶片的压力面、吸力面、叶轮通道轮毂线和轮缘线，然后将它们导入Autogrid中进行网格划分。
在对喷嘴环和叶轮网格的划分过程中，为了研究喷嘴环间隙和叶轮叶背间隙对涡轮性能的影响，划分了3套网格：第一种情况是不考虑喷嘴环上下两端的间隙，第二种情况是喷嘴环上下两端各加上0.2mm的间隙，第三种情况是在第二种情况的基础上，再加上1mm的轮盘背面间隙。
叶轮的前缘和尾缘在shroud处给定间隙均为0.6mm。
带喷嘴间隙和叶背间隙的网格图见图7。
喷嘴环和叶轮网格图（带喷嘴间隙）喷嘴环和叶轮网格图(带轮背间隙)图7 喷嘴环和叶轮网格的划分三种情况下的网格质量如下：第一种情况：不带喷嘴间隙，总网格数487216，分成12块，最小正交性，最大网格长宽比，最大网格延展比。
第二种情况：带喷嘴间隙，总网格数555592，分成16块，最小正交性，最大网格长宽比，最大网格延展比。
第三种情况：带喷嘴间隙和轮背间隙，总网格数613650，分成18块，最小正交性，最大网格长宽比，最大网格延展比。
涡轮级网格的生成整个涡轮级的CFD计算，计算区域需要包括涡壳、喷嘴环和叶轮三部分（如图8所示）。
图8 JK90S涡轮级模型在涡壳、喷嘴环和叶轮的网格划分完成后，需要在IGG中生成整个涡轮级的网格。
将已划分好的涡壳、喷嘴环和叶轮网格导入IGG，然后设定转/静叶的交接面参数即可。
在涡轮级中存在两个交接面，一个是涡壳与喷嘴环的交接面，另一个是喷嘴环与叶轮的交接面，其中涡壳与喷嘴环之间的交接面设在距涡壳出口3.5mm，而喷嘴环与叶轮的交接面由软件自动设定。
为了使给定边界条件和试验过程中的更接近，在涡壳的入口加了一段直管，最后生成的整个涡轮级网格如图9所示。
图9 JK90S涡轮级网格如前所述带不带喷嘴环间隙、带喷嘴环间隙、带叶轮叶背间隙三种情况下的涡轮级网格情况如下：第一种情况：不带喷嘴间隙，总网格数1309916，总共32块，最小正交性，最大网格长宽比，最大网格延展比。
第二种情况：带喷嘴间隙，总网格数1378292，总共36块，最小正交性，最大网格长宽比，最大网格延展比。
第三种情况：带喷嘴间隙和轮背间隙，总网格数1436350，总共38块，最小正交性，最大网格长宽比，最大网格延展比。
网格分区及拓扑结构对涡轮叶轮流道网格质量的影响由于涡轮叶轮三维几何形状相对较为复杂，应用结构化网格进行网格划分时，为了保证网格划分的质量并便于控制网格的分布，一般采用分块划分的方式，并以一定的方式将几个块进行连接并可进行数据上的传递。
计算区域内网格块的划分方法及其连接方式构成了网格的拓扑结构。
拓扑结构的形式对网格的质量有直接的影响，合理的拓扑结构不仅可以提高网格的质量，还可使网格生成的过程简化。
在本节中，将对JK90S涡轮叶轮进行不同拓扑结构形式的网格划分，并进行对比，以选定进行涡轮叶轮网格生成的推荐方法。
网格划分采用的基本拓扑结构采用的是HCH型网格，即叶轮流道共采用5个网格块分区（不考虑叶顶间隙内的网格块），其中四个网格块为H型拓扑结构，叶片前缘上游及尾缘下游各有一个H型网格块，叶片通道之间各有一个H型块，另外一个网格块为C型拓扑结构包络近叶片区域，又称Skin Mesh。
所谓Skin Mesh结构是指为了保证绕叶片区域的网格质量及分布以满足附面层内流动特征捕捉的需求，将近叶片区域单独进行网格包络式网格划分的结构。
需要指出的是，由于本节所研究的JK90S涡轮叶轮为钝尾缘结构，因此其Skin Mesh的结构为C型，对于非钝尾缘结构（圆形、椭圆形、尖形等），则对应的Skin Mesh为O形结构，完全包络整个叶片，但对总的网格块数目没有影响。
图10为基本的网格拓补结构和网格参数。
a 网格拓扑结构b 网格参数图10 网格拓补结构和参数在HCH基本网格拓补结构的基础上，叶轮内部网格可以采用匹配和非匹配的连接方式，匹配连接方式指相邻两个网格块之间交接网格面上的网格点一一对应，而非匹配连接方式，即两个相邻网格块之间的网格点非一一对应，图11即为叶轮内部采用匹配和非匹配连接方式的网格形式。
a 两个通道之间采用匹配网格情况b 两个通道之间采用匹配网格情况图11 两种连接方式的涡轮叶轮内部网格采用以上这两种连接方式的网格拓扑结构，都可以对涡轮叶轮进行正常的网格分区和网格剖分，并形成最终的三维计算网格，但由于其网格连接方法有所不同，因此最终所生成网格的质量也会有所不同。
以下将主要针对采用这两种不同拓扑结构所生成的Blade-to-Blade截面网格正交性进行对比分析，以阐述这两种网格拓扑结构的差异及特点。
图12~14给出了三种不同拓扑结构所对应的叶轮0%、50%及100%叶高截面网格单元及网格质量分布图。
左列为对应截面的网格单元及其正交性分布云图，左列柱图为其网格正交性从0-90度对应的网格单元数及占整个截面的网格总数百分比分布。
对于正交性，网格单元的角度越接近90度则说明网格质量越好，越接近0度则说明网格质量越差。
而图15为采用匹配和非匹配连接方式的叶轮总的网格正交性的分布，可以评价整个叶轮通道内部网格质量。
a 非匹配拓扑结构b匹配拓扑结构图12 0%叶高截面网格及其正交性分布a 非匹配拓扑结构b匹配拓扑结构图13 50%叶高截面网格及其正交性分布a 匹配拓扑结构a 非匹配拓扑结构b匹配拓扑结构图14 100%叶高截面网格及其正交性分布a 匹配网格正交性b 不匹配网格正交性图15 两种连接方式总的网格正交性分布由图可以明显看出，采用非匹配连接方式的网格质量可以显著改善叶轮内部的网格质量，表现在：非匹配连接方式中网格单元正交性角度处于54度以上的网格明显多于匹配连接方式，在正交性较差的区域（小于36度），非匹配连接方式的网格数量明显少于匹配方式，这说明匹配方式未能很好的控制正交性较差的网格单元数目。
另外，从两种拓扑结构对应的截面上的正交性分布来看，非匹配连接方式对应的网格正交性分布较均匀，没有出现较大的梯度，而对于匹配连接方式，这种不均匀性明显加剧，这将对后期的计算过程中的差分格式精度造成一定的影响。
基于以上分析，采用Skin Mesh 形式的网格拓扑结构可以达到相当的网格质量及网格光顺性，并且在采用了非匹配的网格连接方式后，可以大幅度提升网格质量。
因此，涡轮叶轮的网格划分，推荐采用HHCHH （钝尾缘或/与钝前缘结构）结构或者HHOHH 结构（非钝尾缘及前缘结构），并在网格的连接方式上采用非匹配连接方式。
附面层网格剖分的要求对于涡轮内部的三维粘性流动数值模拟，在保证计算网格数目的前提下，所得到的计算结果可信度主要决定于边界层内的流动模拟及损失预测。
而决定边界层内流动特征模拟精度的最主要因素便是壁面网格的y +及边界层内的网格数目。
为无量刚网格尺度，其定义为：μμρνμττ⋅⋅=⋅=+y y y 式中y 为实际的网格尺度，μτ为湍流粘性系数，ν为动力粘性系数，μ为运动粘性系数，ρ为工质密度。
图16给出了靠近固体壁面区域的边界层内速度形分布与y +的关系。
由图可以看出，边界层分为三个子层：粘性底层、过渡层及对数率层。
由于求解控制方程为雷诺平均Navier-Stokes问题，因此方程组的封闭需要借助与湍流模型。
