进口损失空气进入叶轮时,当其进入叶轮叶片以前要转约90°的弯,在叶轮中,这种气流方向的变化将导致损失。与弯管中的损失相比拟,这些损失的大小取决于c,和,值(图58)。如果按通常的形式把这种损失用最大速度的动压来表示,则有：                    △P1=ξ1&ho;/2C12 在各种情况下,这种损失均比全压小得多。                     ξ1=0.15~0.25 叶轮中的摩擦损失  最大的损失是由气流流经叶轮的流道时所产生的。损失的大小很难用计算方法来确定。这是由于气流分离所产生的损失不能准确地确定。不应忘记,叶型上由于气流不连续所产生的损失是不能用计算来确定的,而且气流在叶片非工作面分离,即出现cmax时,孤立翼型理论已不再能适用。所以,当考虑旋转叶栅时(可参见图34和图35),问题就变得比较困难了。因此,任何有关这方面的损失计算都会带来很不可靠的结果。在一定的条件下,从试验所得出的系数也是这样。还应记住,把一个叶轮试验所得到的系数,成用于另一个设计不同的叶轮中时,是不会成功的。这说明气流不再是几何相似,因而一个试验系数不可以应用于另一个不同设计的叶轮。还需要加以说明的是,纯理论的方法在改进现今离心通风机的特性方面并没有什么实际的效果。这些改进是从试验研究得到的。    很明显,对气流流经一个流道时的不连流动进行数学的分析是没有意义的。然而,存在着气流不发生分离的情况。当效率大于85%时,这种情況就可能发生。此时只有由于表面摩擦所产生的损失。有关这些情况将在后面讨论。     很据理论的公式,有两种可供选择的方法一种是把“叶片流动&dquo;看作是“叶片流道的流动&dquo;,并按在管道中摩擦所产生的损失那样来考虑其中的损失;另一种方法是,把环绕一个平板流动时所产生的纯表面摩擦,当作一个比较的基础。后一种方法比较有利,因为沿平板流动的影响可以根据已知的一些系数积分求得。若按管道摩擦来考虑,则沿平板流动的影响,就不可能象后一种方法那样可以很好地掌握。 浸没在等速的、平行流动中ー块长平板的阻力为                     W=cf/F(&ho;/2)ω2    由于在叶片流道中,各个点上的速度是不相同的,所以由dw=cf/F(&ho;/2)ω2决定的摩擦,必需对每一个基元来计算并将其积分。然而这样一种做法没有成功,因为有关速度分布的情况不知道。但对高效率通风机的叶轮来说,速度的变化基本很小,因此随之而带来的误差也就不大。叶片进口处气流的最大速度ω1，在气流到达出口时大约减小到0.9ω1。 这样,可以假设叶片流道中的气流平均速度为ω=(ω1+ω2)/2。于是即可正确地推断扩所引起的损失。扩损失可按下式可靠地计:   将其除以圆周速度所产生的动压,则得    

   冲击损失的第二种形式,是由进口安装导叶所引起的。图60所示的速度三角形也可用来解释这种特殊情况。我们可以回顾一下;在有限叶片数时,绝对出口速度c3的方向显地增大到α3,而导叶的角度要与此α3相一致。当流量V由增加到Vx时,c2m增加到c2mx,但流量的变化也使c3u变化到c3ux和前面一样,假设用速度三角形&bea;3边上顶点的变化来表示流量变化的结果。图60即示出了两个速度三角形的顶点。其中,额定点时的α3决定导叶的角度,而较大流量时的顶点由c2mx决定。于是在这里就产生了一个冲击分量c3. 在式(90)中,除了括号内的数值外(将在下面讨论),它表明冲击损失和ψ成反比。这就说明在给定的△p时,圆速度增加,则ψ减小,从而导致冲击损失的加大。