在设计泵或风机时，总是使进口绝对速度v1与圆周速度u1间的工作角α1=90°。这时流体按径向进人叶片间的流道，理论扬程方程式就简化为
(2-12)
要使流体径向地进入叶片间的流道，可以适当设计叶片的进口方向来保证，因叶片的方向是取决于安装角。当叶片进口安装角在设计流量下保证流体径向进人流道后，剩下的问题是以式(2-12)表达的理论扬程HT与出口安装角β2有什么样的关系？
将图2-4(e)所示的速度三角形按叶片出口2处的参数进行讨论，可得：
代入式(2-12)，就有：
(2-13)
就叶轮直径固定不变的某一设备而论，在相同的转速下，从式(2-13)可以发现叶片出口安装角β2的大小对理论扬程HT是有直接影响的。
图2-7绘有三种不同出口安装角的叶轮叶型示意图。
图2-7叶轮叶型与出口安装角
(a)后向叶塑（b)径向叶型（c)前向叶型
当β2＜90°时，cotβ2＞0,这时HT＜u2?/g，叶片出口方向和叶轮旋转方向相反，这种叶型叫做后向叶型，如图2-7(a)所示；
当β2=90°时，cotβ2=0,这时HT=u2?/g，叶片出口按径向装设，这种叶型称为径向叶型，如图2-7(b)所示；
当β2＞90°时，cotβ2＜0,这时HT＞u2?/g，叶片出口方向和叶轮旋转方向相同，这种叶型叫做前向叶型，如图2-7(c)所示。
根据以上分析，在流量、尺寸、转速相同的情况下，似乎可以得出以下结论:具有前向叶型的叶轮所获得的扬程最大，其次为径向叶型，而后向叶型的叶轮所获得的扬程最小，因此似乎具有前向叶型的泵与风机的效果最好。
但是，这种看法是不全面的，下面进一步分析不同叶轮型式对理论扬程组成的影响。下面首先研究分析总能中的动压头情况。
通常在离心泵和风机的设计中.除使流体径向进入流道外，常令叶片进口截面积近似等于出口截面积。以A代表这些截面积时，根据连续性原理可得出：
则
将此式代入式(2-10)，并按速度三角形(图2-4(e))可得到动压头HTd与出口切向分速vu2之间的关系：
2-14)
由此可见，理论扬程HT中的动压水头成分HTd是与出口速度的切向分速vu2的平方成正比的。
当β2＜90°时，cotβ2＞0，vu2＝u2—vr2cotβ2＜u1所以有则HTd=
，则动压水头小于理论扬程的一半；
当β2=90°时，cotβ2=0，vu2＝u2，所以有HT=
，则HTd＝
，动压水头等于理论扬程的一半；
当β2＞90°时cotβ2＜0，vu2＝u2—vr2cotβ2所以有HT=
，则HTd＝
，动压水头大于理论扬程的一半。
如前所述，动压水头成分大，流体在蜗壳及扩压器中的流速大，从而动静压转换损失必然较大。在其他条件相同时，尽管前向叶型的泵与风机总的扬程较大，但能量损失也大，效率较低。因此，离心式水泵及大型风机，为了增加效率或降低噪声水平，也几乎都采用后向叶型。但就中小型风机而论，效率不是主要考虑因素，也有采用前向叶型的，这是因为叶轮是前向叶型的风机，在相同的压头下，轮径和外形可以做得较小。根据这个原理，在微型风机中，大多采用前向叶型的多叶叶轮。至于径向叶型叶轮的泵或风机的性能，由于它加工容易，出口沿径向，不易积尘堵塞，多用于污水泵、排尘风机以及耐高温风机等。
