【最新】民用建筑供暖通风与空气调节设计规范 GB50736-2012

张培哲 · 2020-2-10 18:18:13

6.6风管设计

6.6.1通风、空调系统的风管，宜采用圆形、扁圆形或长、短边之比不宜大于4的矩形截面。风管的截面尺寸宜按现行国家标准《通风与空调工程施工质量验收规范》GB 50243的有关规定执行。
6.6.2通风与空调系统的风管材料、配件及柔性接头等应符合现行国家标准《建筑设计防火规范》GB 50016的有关规定。当输送腐蚀性或潮湿气体时，应采用防腐材料或采取相应的防腐措施。
6.6.3通风与空调系统风管内的空气流速宜按表6.6.3采用。

表6.6.3风管内的空气流速（低速风管）

注：1 表列值的分子为推荐流速，分母为最大流速。
2 对消声有要求的系统，风管内的流速宜符合本规范10.1.5的规定。
6.6.4自然通风的进排风口风速宜按表6.6.4-1采用。自然通风的风道内风速宜按表6.6.4-2采用。

表6.6.4-1自然通风系统的进排风口空气流速（m/s）

表6.6.4-2自然进排风系统的风道空气流速（m/s）

6.6.5机械通风的进排风口风速宜按表6.6.5采用。

表6.6.5机械通风系统的进排风口空气流速（m/s）

6.6.6通风与空调系统各环路的压力损失应进行水力平衡计算。各并联环路压力损失的相对差额，不宜超过15％。当通过调整管径仍无法达到上述要求时，应设置调节装置。
6.6.7风管与通风机及空气处理机组等振动设备的连接处，应装设柔性接头，其长度宜为150mm～300mm。
6.6.8通风、空调系统通风机及空气处理机组等设备的进风或出风口处宜设调节阀，调节阀宜选用多叶式或花瓣式。
6.6.9多台通风机并联运行的系统应在各自的管路上设置止回或自动关断装置。
6.6.10通风与空调系统的风管布置，防火阀、排烟阀、排烟口等的设置，均应符合国家现行有关建筑设计防火规范的规定。
6.6.11矩形风管采取内外同心弧形弯管时，曲率半径宜大于1.5倍的平面边长；当平面边长大于500mm，且曲率半径小于1.5倍的平面边长时，应设置弯管导流叶片。
6.6.12风管系统的主干支管应设置风管测定孔、风管检查孔和清洗孔。
6.6.13高温烟气管道应采取热补偿措施。
6.6.14输送空气温度超过80℃的通风管道，应采取一定的保温隔热措施，其厚度按隔热层外表面温度不超过80℃确定。
6.6.15当风管内设有电加热器时，电加热器前后各800mm范围内的风管和穿过设有火源等容易起火房间的风管及其保温材料均应采用不燃材料。
6.6.16可燃气体管道、可燃液体管道和电线等，不得穿过风管的内腔，也不得沿风管的外壁敷设。可燃气体管道和可燃液体管道，不应穿过通风、空调机房。
6.6.17当风管内可能产生沉积物、凝结水或其他液体时，风管应设置不小于0.005的坡度，并在风管的最低点和通风机的底部设排液装置；当排除有氢气或其他比空气密度小的可燃气体混合物时，排风系统的风管应沿气体流动方向具有上倾的坡度，其值不小于0.005。
6.6.18对于排除有害气体的通风系统，其风管的排风口宜设置在建筑物顶端，且宜采用防雨风帽。屋面送、排(烟)风机的吸、排风(烟)口应考虑冬季不被积雪掩埋的措施。

条文说明

6.6风管设计
6.6.1通风、空调系统选用风管截面及规格的要求。
规定本条的目的，是为了使设计中选用的风管截面尺寸标准化，为施工、安装和维护管理提供方便，为风管及零部件加工工厂化创造条件。据了解，在《全国通用通风道计算表》中，圆形风管的统一规格，是根据R20系列的优先数制定的，相邻管径之间具有固定的公比(20√10≈1.12)，在直径100mm～1000mm范围内只推荐20种可供选择的规格，各种直径间隔的疏密程度均匀合理，比以前国内常采用的圆形风管规格减少了许多；矩形风管的统一规格，是根据标准长度20系列的数值确定的，把以前常用的300多种规格缩减到50种左右。经有关单位试算对比，按上述圆形和矩形风管系列进行设计，基本上能满足系统压力平衡计算的要求。金属风管的尺寸应按外径或外边长计；非金属风管应按内径或内边长计。
6.6.2风管材料。
规定本条的目的，是为了防止火灾蔓延。根据《建筑设计防火规范》GB 50016的规定，体育馆、展览馆、候机(车、船)楼(厅)等大空间建筑、办公楼和丙、丁、戊类厂房内的通风、空调系统，当风管按防火分区设置且设置了防烟防火阀时，可采用燃烧产物毒性较小且烟密度等级小于等于25的难燃材料。
一些化学实验室、通风柜等排风系统所排出的气体具有一定的腐蚀性，需要用玻璃钢、聚乙烯、聚丙烯等材料制作风管、配件以及柔性接头等；当系统中有易腐蚀设备及配件时，应对设备和系统进行防腐处理。
6.6.3通风、空调风管管内风速的采用。
本表给出的通风、空调系统风管风速的推荐风速和最大风速。其推荐风速是基于经济流速和防止气流在风管中产生再噪声等因素，考虑到建筑通风、空调所服务房间的允许噪声级，参照国内外有关资料制定的。最大风速是基于气流噪声和风道强度等因素，参照国内外有关资料制定的。对于如地下车库这种对噪声要求低、层高有限的场所，干管风速可提高至10m／s。另外，对于厨房排油烟系统的风管，则宜控制在8m／s～10m／s。
6.6.6系统中并联管路的阻力平衡。
把通风和空调系统各并联管段间的压力损失差额控制在一定范围内，是保障系统运行效果的重要条件之一。在设计计算时，应用调整管径的办法使系统各并联管段间的压力损失达到所要求的平衡状态，不仅能保证各并联支管的风量要求，而且可不装设调节阀门，对减少漏风量和降低系统造价也较为有利。根据国内的习惯做法，本条规定一般送排风系统各并联管段的压力损失相对差额不大于15％，相当于风量相差不大于5％。这样做既能保证通风效果，设计上也是能办到的，如在设计时难以利用调整管径达到平衡要求时，则以装设调节阀门为宜。
6.6.7对通风设备接管的要求。
与通风机、空调器及其他振动设备连接的风管，其荷载应由风管的支吊架承担。一般情况下风管和振动设备间应装设柔性接头，目的是保证其荷载不传到通风机等设备上，使其呈非刚性连接。这样既便于通风机等振动设备安装隔振器，有利于风管伸缩，又可防止因振动产生固体噪声，对通风机等的维护检修也有好处。防排烟专用风机不必设置柔性接头。
6.6.8通风、空调设备调节阀的设置。
本条文是考虑实际运行中通风、空调系统在非设计工况下为调节通风机风量、风压所采取的措施。采用多叶式或花瓣式调节阀有利于风机稳定运行及降低能耗。对于需要防冻和非使用时不必要的空气侵入，调节阀应设置在设备进风端。如空调新风系统的调节阀应设置在新风入口端。
6.6.9多台通风机并联止回装置的设置。
规定本条是为了防止多台通风机并联设置的系统，当部分通风机运行时输送气体的短路回流。
6.6.10风管布置、防火阀、排烟阀等的设置要求。
在国家现行标准《建筑设计防火规范》GB 50016及《高层民用建筑设计防火规范》GB 50045中，对风管的布置、防火阀、排烟阀的设置要求均有详细的规定，本规范不再另行规定。
6.6.11风管形状设计要求。
为降低风管系统的局部阻力，对于内外同心弧形弯管，应采取可能的最大曲率半径(R)，当矩形风管的平面边长为(a)时，R／a值不宜小于1.5，当R／a＜1.5时，弯管中宜设导流叶片；当平面边长大于500mm时，应加设弯管导流叶片。
6.6.12风管的测定孔、检查孔和清洗孔。
通风与空调系统安装完毕，必须进行系统的调试，这是施工验收的前提条件。风管测定孔主要用于系统的调试，测定孔应设置在气流较均匀和稳定的管段上，与前、后局部配件间距离宜分别保持等于或大于4D和1.5D(D为圆风管的直径或矩形风管的当量直径)的距离；与通风机进口和出口间距离宜分别保持1.5倍通风机进口和2倍通风机出口当量直径的距离。
风管检查孔用于通风与空调系统中需要经常检修的地方，如风管内的电加热器、过滤器、加湿器等。
随着人们对通风与空调系统传播细菌的不断认识，特别是2003年“非典型肺炎”后，我国颁布了《空调通风系统清洗规范》GB 19210。对于较复杂的系统，考虑到一些区域直接清洗有困难，应开设清洗孔。开设的清洗孔应满足清洗和修复的需要。
检查孔和清洗孔的设置在保证满足检查和清洗的前提下数量尽量要少，在需要同处设置检查孔和清洗孔时尽量合二为一，以免增加风管的漏风量和减少风管保温工程的施工麻烦。
6.6.13高温烟气管道的热补偿。强制性条文。
输送高温气体的排烟管道，如燃烧器、锅炉、直燃机等的烟气管道，由于气体温度的变化会引起风管的膨胀或收缩，导致管路损坏，造成严重后果，必须重视。一般金属风管设置软连接，风管与土建连接处设置伸缩缝。需要说明此处提到的高温烟气管道并非消防排烟及厨房排油烟风管。
6.6.14风管敷设安全事宜。
本条规定是为防止高温风管长期烘烤建筑物的可燃或难燃结构发生火灾事故。当输送温度高于80℃的空气或气体混合物时，风管穿过建筑物的可燃或难燃烧体结构处，应设置不燃材料隔热层，保持隔热层外表面温度不高于80℃；非保温的高温金属风管或烟道沿可燃或难燃烧体结构敷设时，应设遮热防护措施或保持必要的安全距离。
6.6.15电加热器的安全要求。
规定本条是为了减少发生火灾的因素，防止或减缓火灾通过风管蔓延。
6.6.16风管敷设安全事宜。强制性条文。
可燃气体(煤气等)、可燃液体(甲、乙、丙类液体)和电线等，易引起火灾事故。为防止火势通过风管蔓延，作此规定。
穿过风管(通风、空调机房)内可燃气体、可燃液体管道一旦泄漏会很容易发生和传播火灾，火势也容易通过风管蔓延。电线由于使用时间长、绝缘老化，会产生短路起火，并通过风管蔓延，因此，不得在风管内腔敷设或穿过。配电线路与风管的间距不应小于0. 1m，若采用金属套管保护的配电线路，可贴风管外壁敷设。
6.6.17通风系统排除凝结水的措施。
排除潮湿气体或含水蒸气的通风系统，风管内表面有时会因其温度低于露点温度而产生凝结水。为了防止在系统内积水腐蚀设备及风管、影响通风机的正常运行，因此条文中规定水平敷设的风管应有—定的坡度并在风管的最低点和通风机的底部排除凝结水。
当排除比空气密度小的可燃气体混合物时，局部排风系统的风管沿气体流动方向具有上倾的坡度，有利于排气。
6.6.18对排除有害气体排风口及屋面吸、排风(烟)口的要求。
对于排除有害气体的通风系统的排风口，宜设置在建筑物顶端并采用防雨风帽(一般是锥形风帽)，目的是把这些有害物排入高空，以利于稀释。
严寒地区，冬季经常下雪，屋顶积雪很深，如风机安装基础过低或屋面吸、排风(烟)口位置过低，会很容易被积雪掩埋，影响正常使用。

张培哲 · 2020-2-10 18:19:06

7 空气调节

7.1一般规定
7.2空调负荷计算
7.3空调系统
7.4气流组织
7.5 空气处理

张培哲 · 2020-2-10 18:19:26

7.1一般规定

7.1.1符合下列条件之一时，应设置空气调节：
   1 采用供暖通风达不到人体舒适、设备等对室内环境的要求，或条件不允许、不经济时；
   2 采用供暖通风达不到工艺对室内温度、湿度、洁净度等要求时；
   3 对提高工作效率和经济效益有显著作用时；
   4 对身体健康有利，或对促进康复有效果时。
7.1.2空调区宜集中布置。功能、温湿度基数、使用要求等相近的空调区宜相邻布置。
7.1.3工艺性空调在满足空调区环境要求的条件下，宜减少空调区的面积和散热、散湿设备。
7.1.4采用局部性空调能满足空调区环境要求时，不应采用全室性空调。高大空间仅要求下部区域保持一定的温湿度时，宜采用分层空调。
7.1.5空调区内的空气压力，应满足下列要求：
   1 舒适性空调，空调区与室外或空调区之间有压差要求时，其压差值宜取5Pa～10Pa，最大不应超过30Pa；
   2 工艺性空调，应按空调区环境要求确定。
7.1.6舒适性空调区建筑热工，应根据建筑物性质和所处的建筑气候分区设计，并符合国家现行节能设计标准的有关规定。
7.1.7工艺性空调区围护结构传热系数，应符合国家现行节能设计标准的有关规定，并不应大于表7.1.7中的规定值。

表7.1.7工艺性空调区围护结构最大传热系数K值[K/（㎡•K）]

注：表中内墙和楼板的有关数值，仅适用于相邻空调区的温差大于3℃时。
7.1.8工艺性空调区，当室温波动范围小于或等于±0.5℃时，其围护结构的热惰性指标，不应小于表7.1.8的规定。

表7.1.8工艺性空调区围护结构最小热惰性指标D值

7.1.9工艺性空调区的外墙、外墙朝向及其所在层次，应符合表7.1.9的要求。

表7.1.9工艺性空调区的外墙、外墙朝向及其所在层次

注：1 室温允许波动范围小于或等于±0.5℃的空调区，宜布置在室温允许波动范围较大的空调区之中，当布置在单层建筑物内时，宜设通风屋顶；
      2 本条与本规范度7.1.10条规定的“北向”，适用于北纬23.5°以北的地区；北纬23.5°及其以南的地区，可相应地采用南向。
7.1.10工艺性空调区的外窗，应符合下列规定：
   1 室温波动范围大于等于±1.0℃时，外窗宜设置在北向；
   2 室温波动范围小于±1.0℃时，不应有东西向外窗；
   3 室温波动范围小于±0.5℃时，不宜有外窗，如有外窗应设置在北向。
7.1.11工艺性空调区的门和门斗，应符合表7.1.11的要求。舒适性空调区开启频繁的外门，宜设门斗、旋转门或弹簧门等，必要时宜设置空气幕。

表7.1.11工艺性空调区的门和门斗

注：外门门缝应严密，当门两侧温差大于7℃时，应采用保温门。
7.1.12下列情况，宜对空调系统进行全年能耗模拟计算：
1 对空调系统设计方案进行对比分析和优化时；
2 对空调系统节能措施进行评估时。

条文说明

7.1一般规定
7.1.1 设置空气调节(以下简称“空调”)的原则。
本条为设置空调的应用条件。对于民用建筑，设置空调设施的目的主要是达到舒适性和卫生要求，对于民用建筑的工艺性房间或区域还要满足工艺的环境要求。
   1 本款中“采用供暖通风达不到人体舒适、设备等对室内环境的要求”，一般指夏季室外空气温度高于室内空气温度，无法通过通风降温的情况。
对于室内发热量较大的区域，例如机电设备用房等，理论上讲，只要室外温度低于室内设计允许最高温度，均可采用通风降温。但在夏季室外温度较高的地区，采用通风降温所需的设计通风量很大，进排风口和风管占据的空间也很大，当土建条件不能满足设计要求，也不可能为此增加层高时，采用空调可节省投资，更经济。因此采用供暖通风 “条件不允许、不经济”的情况，必要时也应设置空调。
   2 本款的工艺要求指民用建筑中计算机房、博物馆文物、医院手术室、特殊实验室、计量室等对室内的特殊温度、湿度、洁净度等要求。
   3 随着社会经济的不断发展，空调的应用也日益广泛。例如办公建筑设置空调后，有益于提高人员工作效率和社会经济效益，当医院建筑设置空调后，有益于病人的康复，都应设置空调。
7.1.2空调区的布置原则。
空调区集中布置是为了减少空调区的外墙、与非空调区相邻的内墙和楼板的保温隔热处理，以达到减少空调冷热负荷、降低系统造价、便于维护管理等目的。
对于一般民用建筑，集中布置空调区域仅仅是建筑布局设计应考虑的因素之一，尤其是一般民用建筑，还有使用功能等其他重要因素。因此本条仅作为推荐的原则提出，在以工艺性空调为主的建筑或区域尤其应提请建筑设计注意。
7.1.3工艺性空调区的要求。
此条仅限于民用建筑中的工艺性空调，如计算机中心、藏品库房、特殊实验室、计量室、手术室等空调。工艺性空调一般对温湿度波动范围、空气洁净度标准要求较高，其相应的投资及运行费用也较高。因此，在满足空调区环境要求的条件下，应合理地规划和布局，尽可能地减少空调区的面积和散热、散湿设备，以达到节约投资及运行费用的目的。同时，减少散热、散湿设备也有利于空调区的温湿度控制达到要求。
7.1.4设置局部性空调和分层空调的要求。
对工艺性空调或舒适性空调而言，局部性空调较全室性空调有较明显的节能效果，如舒适性空调的岗位送风等。因此，在局部性空调能满足空调区的热湿环境或净化要求时，应采用局部性空调，以达到节能和节约投资的目的。
对于高大空间，当使用要求允许仅在下部区域进行空调时，可采用分层式送风或下部送风气流组织方式，以达到节能的目的，其空调负荷计算与气流组织设计需考虑空间的宽高比和具体送风形式，并参考本规范其他相关条文。
7.1.5空调区的空气压力。
保持空调区(或空调房间)对室外的相对正压，是为了防止室外空气的侵入，有利于保证空调区的洁净度和室内热湿参数等少受外界的干扰。因此，有正压要求的空调区应根据空调区的围护结构严密程度来校核其新风量，如公共建筑的门厅等开敞式高大空间，当其新风量仅为满足人员所需最小新风量时，一般可不设机械排风系统，以免大量室外空气的侵入，影响室内热湿环境的控制。
建筑物内的房间功能不同时，其要求的空气压力也可不同。如空调建筑中，电梯厅和走道相对于办公房间和卫生间，餐厅相对于其他房间和厨房，应是空气压力为正压和负压房间的中间区。另外，医院传染病房和一些设置空调设备的附属房间等，根据需要还应保持负压。因此，条文仅对空调区的压差值提出5Pa～10Pa的推荐值，但不能超30Pa的最大限值，且该数值为房间门窗关闭时的数值。
工艺性空调由于其压差值有特殊要求，设计时应按工艺要求确定。如医院手术室及其附属用房，其压差值要求应符合《医院洁净手术部建筑技术规范》GB 50333的有关规定。
7.1.6舒适性空调的建筑热工设计。
国家现行节能设计标准对舒适性空调的建筑热工设计提出了要求，同时，建筑热工设计包括以下各项：
   1 建筑围护结构的各项热工指标(围护结构传热系数、透明屋顶和外窗(包括透明幕墙)的遮阳系数、外窗和透明幕墙的气密性能等)；
   2 建筑窗墙面积比(包括透明幕墙)、屋顶透明部分与屋顶总面积之比；
   3 外门的设置要求；
   4 外部遮阳设施的设置要求；
   5 围护结构热工性能的权衡判断等。
严寒和寒冷地区、夏热冬冷地区、夏热冬暖地区的居住建筑应分别符合《严寒和寒冷地区居住建筑节能设计标准》JGJ 26、《夏热冬冷地区居住建筑节能设计标准》JGJ 134、《夏热冬暖地区居住建筑节能设计标准》JGJ 75的有关规定。
公共建筑应符合《公共建筑节能设计标准》GB 50189的有关规定。
7.1.7工艺性空调围护结构传热系数要求。
建筑物围护结构的传热系数K值的大小，是能否保证空调区正常使用、影响空调工程综合造价和维护费用的主要因素之一。K值越小，则耗冷量越小，空调系统越经济。但K值又受建筑结构与材料等投资影响，不能过度减小。传热系数K值的选择与保温材料价格及导热系数、室内外计算温差、初投资费用系数、年维护费用系数以及保温材料的投资回收年限等各项因素有关；而不同地区的热价、电价、水价、保温材料价格及系统工作时间等也不是不变的，很难给出一个固定不变的经济K值；因此，对工艺性空调而言，围护结构的传热系数应通过技术经济比较确定合理的K值。表7.1.7中围护结构最大传热系数K值，是仅考虑围护结构传热对空调精度的影响确定的。目前国家现行节能设计标准，对不同的建筑、气候分区，都有不同的最大K值规定。因此，当表中数值与国家现行节能设计标准规定不同时，应取二者中较小的数值。
7.1.8工艺性空调热惰性指标要求。
热惰性指标D值直接影响室内温度波动范围，其值大则室温波动范围就小，其值小则相反。
7.1.9工艺性空调区的外墙、外墙朝向及其所在层次。
根据实测表明，对于空调区西向外墙，当其传热系数为0．34W／(m2·℃)～0．40W／(m2·℃)，室内外温差为10.5℃～24. 5℃时，距墙面1OOmm以内的空气温度不稳定，变化在±0.3℃以内；距墙面1OOmm以外时，温度就比较稳定了。因此，对于室温允许波动范围大于或等于±1.0℃的空调区来说，有西向外墙，也是可以的，对人员活动区的温度波动不会有什么影响。但从减少室内冷负荷出发，则宜减少西向外墙以及其他朝向的外墙；如有外墙时，最好为北向，且应避免将空调区设置在顶层。
为了保持室温的稳定性和不减少人员活动区的范围，对于室温允许波动范围为土0.5℃的空调区，不宜有外墙，如有外墙，应北向；对于室温允许波动范围为±0.1～0.2℃的空调区，不应有外墙。
屋顶受太阳辐射热的作用后，能使屋顶表面温度升高35℃～40℃，屋顶温度的波幅可达±28℃。为了减少太阳辐射热对室温波动要求小于或等于±0. 5℃的空调区的影响，所以规定当其在单层建筑物内时，宜设通风屋顶。
在北纬23.5°及其以南的地区，北向与南向的太阳辐射照度相差不大，且均较其他朝向小，故可采用南向或北向外墙。
7.1.10工艺性空调区的外窗朝向。
根据调查、实测和分析：当室温允许波动范围大于等于±1.0℃时，从技术上来看，可以不限制外窗朝向，但从降低空调系统造价考虑，应尽量采用北向外窗；室温允许波动范围小于±1.0℃的空调区，由于东、西向外窗的太阳辐射热可以直接进入人员活动区，故不应有东、西向外窗；据实测，室温允许波动范围小于±0. 5℃的空调区，对于双层普通玻璃的北向外窗，室内外温差为9.4℃时，窗对室温波动的影响范围在200mm以内，故如有外窗，应北向。
7.1.11工艺性空调区的门和门斗。
从调查来看，一般空调区的外门均设有门斗，内门(指空调区与非空调区或走廊相通的门)一般也设有门斗(走廊两边都是空调区的除外，在这种情况下，门斗设在走廊的两端)。与邻室温差较大的空调区，设计中也有未设门斗的，但在使用过程中，由于门的开启对室温波动影响较大，因此在后来也采取了一定的措施。按北京、上海、南京、广州等地空调区的实际使用情况，规定门两侧温差大于7℃时，应采用保温门；同时对工艺性(即对室内温度波动范围要求较严格的)空调区的内门和门斗，作了如条文中表7.1.11的有关规定。
对舒适性空调区开启频繁的外门，也提出了宜设门斗，必要时设置空气幕的要求。旋转门或弹簧门在建筑物中被广泛应用，它能有效地阻挡通过外门的冷、热空气侵入，因此也推荐使用。
7.1.12空调系统全年能耗模拟计算。
空调系统全年能耗模拟计算是进行空调方案对比和经济分析的基础。随着计算机软件的发展，空调系统全年能耗模拟计算也逐渐普及，为空调系统的设计与分析创造了必要条件。目前常用的建筑物空调系统能耗模拟软件有：TRNSYS、DOE2、DeST、PKPM、EnergyPlus等。
对空调系统采用热回收装置回收冷热量、利用室外新风作冷源调节室内热环境、冬季利用冷却塔提供空调冷水等节能措施时，或采用新的冷热源、末端设备形式以及考虑部分负荷运行下的季节性能系数时，一般需要空调系统的全年能耗模拟计算结果为依据，以判定节能措施的合理性及季节性能系数的计算等。

张培哲 · 2020-2-10 18:20:46

7.2空调负荷计算

7.2.1除在方案设计或初步设计阶段可使用热、冷负荷指标进行必要的估算外，施工图设计阶段应对空调区的冬季热负荷和夏季逐时冷负荷进行计算。
7.2.2空调区的夏季计算得热量，应根据下列各项确定：
   1 通过围护结构传入的热量；
   2 通过透明围护结构进入的太阳辐射热量；
   3 人体散热量；
   4 照明散热量；
   5 设备、器具、管道及其他内部热源的散热量；
   6 食品或物料的散热量；
   7 渗透空气带入的热量；
   8 伴随各种散湿过程产生的潜热量。
7.2.3空调区的夏季冷负荷，应根据各项得热量的种类、性质以及空调区的蓄热特性，分别进行计算。
7.2.4空调区的下列各项得热量，应按非稳态方法计算其形成的夏季冷负荷，不应将其逐时值直接作为各对应时刻的逐时冷负荷值：
   1 通过围护结构传入的非稳态传热量；
   2 通过透明围护结构进入的太阳辐射热量；
   3 人体散热量；
   4 非全天使用的设备、照明灯具散热量等。
7.2.5空调区的下列各项得热量，可按稳态方法计算其形成的夏季冷负荷：
   1 室温允许波动范围大于或等于±1℃的空调区，通过非轻型外墙传入的传热量；
   2 空调区与邻室的夏季温差大于3℃时，通过隔墙、楼板等内围护结构传入的传热量；
   3 人员密集空调区的人体散热量；
   4 全天使用的设备、照明灯具散热量等。
7.2.6空调区的夏季冷负荷计算，应符合下列规定：
   1 舒适性空调可不计算地面传热形成的冷负荷；工艺性空调有外墙时，宜计算距外墙2m范围内的地面传热形成的冷负荷；
   2 计算人体、照明和设备等散热形成的冷负荷时，应考虑人员群集系数、同时使用系数、设备功率系数和通风保温系数等；
   3 屋顶处于空调区之外时，只计算屋顶进入空调区的辐射部分形成的冷负荷；高大空间采用分层空调时，空调区的逐时冷负荷可按全室性空调计算的逐时冷负荷乘以小于1的系数确定。
7.2.7空调区的夏季冷负荷宜采用计算软件进行计算；采用简化计算方法时，按非稳态方法计算的各项逐时冷负荷，宜按下列方法计算。
   1 通过围护结构传入的非稳态传热形成的逐时冷负荷，按式(7.2.7-1)～式(7.2.7-3)计算：

式中：

——外墙传热形成的逐时冷负荷（W）；

——屋面传热形成的逐时冷负荷（W）；

——外窗传热形成的逐时冷负荷（W）；
K——外墙、屋面或外窗传热系数[W/（㎡•K）]；
F—— 外墙、屋面或外窗传热面积（㎡）；

——外墙的逐时冷负荷计算温度（℃），可按本规范附录H确定；

——屋面的逐时冷负荷计算温度（℃），可按本规范附录H确定；

——外窗的逐时冷负荷计算温度（℃），可按本规范附录H确定；

——夏季空调区设计温度（℃）。
2 透过玻璃窗进入的太阳辐射得热形成的逐时冷负荷，按式(7.2.7-4)计算：

式中：

——透过玻璃窗进入的太阳辐射的热形成的逐时冷负荷（W）；

——透过无遮阳标准太阳辐射冷负荷系数，可按本规范附录H确定；

——外墙综合遮挡系数；

——外遮阳修正系数；

——玻璃修正系数；

——夏季日射的热因数最大值，可按本规范附录H确定；

——窗玻璃净面积（㎡）。
3 人体、照明和设备等散热形成的逐时冷负荷，分别按式(7.2.7-6)～式(7.2.7-8)计算：

式中：

——人体散热形成的逐时冷负荷（W）；

——人体冷负荷系数，可按本规范附录H确定；

——群集系数；

——人体散热量（W）；

——照明散热形成的逐时冷负荷（W）；

——照明冷负荷系数，可按本规范附录H确定；

——照明修正系数；

——照明散热量（W）；

——设备散热形成的逐时冷负荷（W）；

——设备冷负荷系数，可按本规范附录H确定；

——设备修正系数；

——设备散热量（W）；
7.2.8按稳态方法计算的空调区夏季冷负荷，宜按下列方法计算。
1 室温允许波动范围大于或等于±1.0℃的空调区，其非轻型外墙传热形成的冷负荷，可近似按式(7.2.8-1)计算：

式中：

——夏季空调室外计算日平均综合温度（℃）；

——夏季空调室外计算日平均综合温度（℃），按本规范第4.1.10条的规定确定；

——围护结构所在朝向太阳总辐射照度的日平均值（W/㎡）；
ρ——围护结构外表面对于太阳辐射热的吸收系数；

——围护结构外表面换热系数[W/（㎡•K）]。
2 空调区与邻室的夏季温差大于3℃时，其通过隔墙、楼板等内围护结构传热形成的冷负荷可按式(7.2.8-3)计算：

式中：

——内围护结构传热形成的冷负荷（W）；

——邻室计算平均温度与夏季空调室外计算日平均温度的差值（℃）。
7.2.9空调区的夏季计算散湿量，应考虑散湿源的种类、人员群集系数、同时使用系数以及通风系数等，并根据下列各项确定：
   1 人体散湿量；
   2 渗透空气带入的湿量；
   3 化学反应过程的散湿量；
   4 非围护结构各种潮湿表面、液面或液流的散湿量；
   5 食品或气体物料的散湿量；
   6 设备散湿量；
   7 围护结构散湿量。
7.2.10空调区的夏季冷负荷，应按空调区各项逐时冷负荷的综合最大值确定。
7.2.11空调系统的夏季冷负荷，应按下列规定确定：
   1 末端设备设有温度自动控制装置时，空调系统的夏季冷负荷按所服务各空调区逐时冷负荷的综合最大值确定；
   2 末端设备无温度自动控制装置时，空调系统的夏季冷负荷按所服务各空调区冷负荷的累计值确定；
   3 应计入新风冷负荷、再热负荷以及各项有关的附加冷负荷。
   4 应考虑所服务各空调区的同时使用系数。
7.2.12空调系统的夏季附加冷负荷，宜按下列各项确定：
   1 空气通过风机、风管温升引起的附加冷负荷；
   2 冷水通过水泵、管道、水箱温升引起的附加冷负荷。
7.2.13空调区的冬季热负荷，宜按本规范第5.2节的规定计算；计算时，室外计算温度应采用冬季空调室外计算温度，并扣除室内设备等形成的稳定散热量。
7.2.14空调系统的冬季热负荷，应按所服务各空调区热负荷的累计值确定，除空调风管局部布置在室外环境的情况外，可不计入各项附加热负荷。

条文说明

7.2空调负荷计算
7.2.1空调热、冷负荷的要求。强制性条文。
工程设计过程中，为防止滥用热、冷负荷指标进行设计的现象发生，规定此条为强制要求。用热、冷负荷指标进行空调设计时，估算的结果总是偏大，由此造成主机、输配系统及末端设备容量等偏大，这不仅给国家和投资者带来巨大损失，而且给系统控制、节能和环保带来潜在问题。
当建筑物空调设计仅为预留空调设备的电气容量时，空调热、冷负荷的计算可采用热、冷负荷指标进行估算。
7.2.2空调区的夏季得热量。
在计算得热量时，只计算空调区的自身产热量和由空调区外部传入的热量，如分层空调中的对流热转移和辐射热转移等，对处于空调区之外的得热量不应计算。此外，明确指出食品的散热量应予以考虑，是因为该项散热量对于某些民用建筑(如饭店、宴会厅等)的空调负荷影响较大。
考虑到目前建筑材料的快速发展，根据建筑材料太阳辐射透过率的大小，可将建筑围护结构划分为不透明围护结构和透明围护结构，其中：由太阳辐射透过率等于零的建筑材料(如金属、砖石、混凝土等)所构成的围护结构，称不透明围护结构；由太阳辐射透过率介于0～1之间的建筑材料(如玻璃、透光化学材料(ETFE膜)等)所构成的围护结构，称透明围护结构。照射在透明围护结构的太阳辐射有一部分被反射掉，另一部分透过透明围护结构直接进入室内，被围护结构内表面、家具等吸收。
7.2.3空调区的夏季冷负荷。
本条从现代空调负荷计算方法的基本原理出发，规定了计算空调区夏季冷负荷所应考虑的基本因素，强调指出得热量与冷负荷是两个不同的概念。
以空调房间为例，通过围护结构传入房间的，以及房间内部散出的各种热量，称为房间得热量。为保持所要求的室内温度必须由空调系统从房间带走的热量称为房间冷负荷。两者在数值上不一定相等，这取决于得热中是否含有时变的辐射成分。当时变的得热量中含有辐射成分时或者虽然时变得热曲线相同但所含的辐射百分比不同时，由于进入房间的辐射成分不能被空调系统的送风消除，只能被房间内表面及室内各种陈设所吸收、反射、放热、再吸收，再反射、再放热……在多次换热过程中，通过房间及陈设的蓄热、放热作用，使得热中的辐射成分逐渐转化为对流成分，即转化为冷负荷。显然，此时得热曲线与负荷曲线不再一致，比起前者，后者线型将产生峰值上的衰减和时间上的延迟，这对于削减空调设计负荷有重要意义。
7.2.4按非稳态方法计算的得热量项目。
根据空调冷负荷计算方法的原理，明确规定了按非稳态方法进行空调冷负荷计算的各项得热量。
7.2.5按稳态方法计算的得热量项目。
非轻型外墙是指传热衰减系数小于或等于0．2的外墙。由于非轻型外墙具有较大的惰性，对外界温度扰量反应迟钝，造成墙体的传热温差日变化减少，当室温允许波动范围较大时，其冷负荷计算可采用简化计算。
通过隔墙或楼板等传热形成的冷负荷，当相邻空调区的温差大于3℃时，由于其占空调区的总冷负荷一定比例，在某些情况下是不应忽略的；当相邻空调区的温差小于或等于3℃时，可以忽略不计。
人员密集空调区，如剧院、电影厅、会堂等，由于人体对围护结构和家具的辐射换热量减少，其冷负荷可按瞬时得热量计算。
7.2.6空调区的夏季冷负荷计算。
地面传热形成的冷负荷：对于工艺性空调区，当有外墙时，距外墙2m范围内的地面，受室外气温和太阳辐射热的影响较大，测得地面的表面温度比室温高1.2℃～1.26℃，即地面温度比西外墙的内表面温度还高。分析其原因，可能是混凝土地面的K值比西外墙的要大一些的缘故，所以规定距外墙2m范围内的地面须计算传热形成的冷负荷。对于舒适性空调区，夏季通过地面传热形成的冷负荷所占的比例很小，可以忽略不计。
人体、照明和设备等散热形成的冷负荷：非全天工作的照明、设备、器具以及人员等室内热源散热量，因具有时变性质，且包含辐射成分，所以这些散热曲线与它们所形成的负荷曲线是不一致的。根据散热的特点和空调区的热工状况，按照空调负荷计算理论，依据给出的散热曲线可计算出相应的负荷曲线。在进行具体的工程计算时可直接查计算表或使用计算机程序求解。
人员“群集系数”，是指根据人员的年龄、性别构成以及密集程度等情况不同而考虑的折减系数。人员的年龄和性别不同时，其散热量和散湿量就不同，如成年女子的散热量、散湿量约为成年男子散热量的85％，儿童散热量、散湿量约为成年男子散热量的75％。
设备的“功率系数”，是指设备小时平均实耗功率与其安装功率之比。
设备的“通风保温系数”，是指考虑设备有无局部排风设施以及设备热表面是否保温而采取的散热量折减系数。
公共建筑的高大空间一般采用分层空调，利用合理的气流组织，仅对下部空调区进行空调，而对上部较大的空间不空调，仅通风排热。由于分层空调具有较好的节能效果，因此，采用分层空调的高大空间，其空调区的冷负荷应小于高大空间的全室性空调冷负荷，计算时应进行折减。
7.2.7空调冷负荷非稳态计算方法。
目前空调冷负荷计算中，主要有谐波法和传递函数法两种方法，二者计算方法虽不同，但均能满足空调冷负荷计算要求，其共同点是：将研究的传热过程视为非稳定过程，在原理上对得热量和冷负荷进行区分；将研究的传热过程视为常系数线性热力系统，其重要特性是可以应用叠加原理，同时系统特性不随时间变化。经研究比较，二者计算结果具有较好一致性。由于空调冷负荷计算是一个复杂的动态过程，计算过程繁琐，数据处理量大，因此，国内外的暖通空调设计中普遍采用专用空调冷负荷计算软件进行计算；为了使计算更加准确合理，编制组对目前国内常用空调负荷计算软件进行了比较研究，并对其计算模型做出适当规整更新，确保现有版本的计算结果具有较好的一致性。在此基础上，利用更新后的模型及数据，计算了代表城市典型房间、典型构造的空调冷负荷计算系数，并写入本规范附录H，为简化计算时选用。考虑空调冷负荷的动态特性，空调冷负荷计算推荐采用计算软件进行计算；当条件不具备时，也可按附录H提供数据进行简化计算。
玻璃修正系数Cs为相对于3mm标准玻璃进行的修正。不同种类玻璃的光学性能不尽一致。在实际计算中，对每种玻璃都进行透过它的太阳总辐射照度的计算是不现实的。所以在实际计算中，按3mm标准玻璃进行计算夏季太阳总辐射照度，其他类型的玻璃的夏季太阳总辐射照度通过玻璃修正系数Cs进行修正计算获得见式(24)。

[size=1.2em]注：标准工况是指室外空气对流换热系数

，室内对流换热系数

。
玻璃修正系数Cs、遮阳修正系数、人员集群系数、照明修正系数和设备修正系数，可根据实际情况查有关空调冷负荷计算资料获得。
7.2.8空调冷负荷稳态计算方法。
对于一般要求的空调区，由于室外扰动因素经历了围护结构和空调区的双重衰减作用，负荷曲线已相当平缓，为减少计算工作量，对非轻型外墙，室外计算温度可采用日平均综合温度代替冷负荷计算温度。
邻室计算平均温度与夏季空调室外计算日平均温度的差值△tls，可参考表4确定。

表4 邻室计算平均温度与夏季空调室外计算日平均温度的差值（℃）

7.2.9空调区的散湿量计算。
散湿量直接关系到空气处理过程和空调系统的冷负荷大小。把散湿量各个项目一一列出，单独形成一条，是为了把散湿量问题提得更加明确，并且与本规范7.2.2条相呼应，强调了与显热得热量性质不同的各类潜热得热量。
“通风系数”，是指考虑散湿设备有无排风设施而引起的散湿量折减系数。
7.2.10空调区的夏季冷负荷确定。强制性条文。
空调区的夏季冷负荷，包括通过围护结构的传热、通过玻璃窗的太阳辐射得热、室内人员和照明设备等散热形成的冷负荷，其计算应分项逐时计算，逐时分项累加，按逐时分项累加的最大值确定。
7.2.11空调系统的夏季冷负荷确定。部分强制性条文。
根据空调区的同时使用情况、空调系统类型以及控制方式等各种不同情况，在确定空调系统夏季冷负荷时，主要有两种不同算法：一个是取同时使用的各空调区逐时冷负荷的综合最大值，即从各空调区逐时冷负荷相加后所得数列中找出的最大值；一个是取同时使用的各空调区夏季冷负荷的累计值，即找出各空调区逐时冷负荷的最大值并将它们相加在一起，而不考虑它们是否同时发生。后一种方法的计算结果显然比前一种方法的结果要大。如当采用全空气变风量空调系统时，由于系统本身具有适应各空调区冷负荷变化的调节能力，此时系统冷负荷即应采用各空调区逐时冷负荷的综合最大值；当末端设备没有室温自动控制装置时，由于系统本身不能适应各空调区冷负荷的变化，为了保证最不利情况下达到空调区的温湿度要求，系统冷负荷即应采用各空调区夏季冷负荷的累计值。
新风冷负荷应按系统新风量和夏季室外空调计算干、湿球温度确定。再热负荷是指空气处理过程中产生冷热抵消所消耗的冷量，附加冷负荷是指与空调运行工况、输配系统有关的附加冷负荷。
同时使用系数可根据各空调区在使用时间上的不同确定。
7.2.12夏季附加冷负荷的确定。
冷水箱温升引起的冷量损失计算，可根据水箱保温情况、水箱间的环境温度、水箱内冷水的平均温度，按稳态传热方法进行计算。
对空调间歇运行时所产生的附加冷负荷，设计中可根据工程实际情况酌情处理。
7.2.13空调区的冬季热负荷确定。
空调区的冬季热负荷和供暖房间热负荷的计算方法是相同的，只是当空调区与室外空气的正压差值较大时，不必计算经由门窗缝隙渗入室内的冷空气耗热量。但是，考虑到空调区内热环境条件要求较高，区内温度的不保证时间应少于一般供暖房间，因此，在选取室外计算温度时，规定采用历年平均不保证1天的日平均温度值，即应采用冬季空调室外计算温度。
对工艺性空调、大型公共建筑等，当室内热源(如计算机设备等)稳定放热时，此部分散热量应予以考虑并扣除。
7.2.14空调系统的冬季热负荷确定。
冬季附加热负荷是指空调风管、热水管道等热损失所引起的附加热负荷。一般情况下，空调风管、热水管道均布置在空调区内，其附加热负荷可以忽略不计，但当空调风管局部布置在室外环境下时，应计入其附加热负荷。

张培哲 · 2020-2-10 18:22:38

7.3空调系统

7.3.1选择空调系统时，应符合下列原则：
   1 根据建筑物的用途、规模、使用特点、负荷变化情况、参数要求、所在地区气象条件和能源状况，以及设备价格、能源预期价格等，经技术经济比较确定；
   2 功能复杂、规模较大的公共建筑，宜进行方案对比并优化确定；
   3 干热气候区应考虑其气候特征的影响。
7.3.2符合下列情况之一的空调区，宜分别设置空调风系统；需要合用时，应对标准要求高的空调区做处理。
   1 使用时间不同；
   2 温湿度基数和允许波动范围不同；
   3 空气洁净度标准要求不同；
   4 噪声标准要求不同，以及有消声要求和产生噪声的空调区；
   5 需要同时供热和供冷的空调区。
7.3.3空气中含有易燃易爆或有毒有害物质的空调区，应独立设置空调风系统。
7.3.4下列空调区，宜采用全空气定风量空调系统：
   1 空间较大、人员较多；
   2 温湿度允许波动范围小；
   3 噪声或洁净度标准高。
7.3.5全空气空调系统设计，应符合下列规定：
   1 宜采用单风管系统；
   2 允许采用较大送风温差时，应采用一次回风式系统；
   3 送风温差较小、相对湿度要求不严格时，可采用二次回风式系统；
   4 除温湿度波动范围要求严格的空调区外，同一个空气处理系统中，不应有同时加热和冷却过程。
7.3.6符合下列情况之一时，全空气空调系统可设回风机。设置回风机时，新回风混合室的空气压力应为负压。
   1 不同季节的新风量变化较大、其他排风措施不能适应风量的变化要求；
   2 回风系统阻力较大，设置回风机经济合理。
7.3.7空调区允许温湿度波动范围或噪声标准要求严格时，不宜采用全空气变风量空调系统。技术经济条件允许时，下列情况可采用全空气变风量空调系统：
   1 服务于单个空调区，且部分负荷运行时间较长时，采用区域变风量空调系统；
   2 服务于多个空调区，且各区负荷变化相差大、部分负荷运行时间较长并要求温度独立控制时，采用带末端装置的变风量空调系统。
7.3.8全空气变风量空调系统设计，应符合下列规定：
   1 应根据建筑模数、负荷变化情况等对空调区进行划分；
   2 系统形式，应根据所服务空调区的划分、使用时间、负荷变化情况等，经技术经济比较确定；
   3 变风量末端装置，宜选用压力无关型；
   4 空调区和系统的最大送风量，应根据空调区和系统的夏季冷负荷确定；空调区的最小送风量，应根据负荷变化情况、气流组织等确定；
   5 应采取保证最小新风量要求的措施；
   6 风机应采用变速调节；
   7 送风口应符合本规范第7.4.2条的规定要求。
7.3.9空调区较多，建筑层高较低且各区温度要求独立控制时，宜采用风机盘管加新风空调系统；空调区的空气质量、温湿度波动范围要求严格或空气中含有较多油烟时，不宜采用风机盘管加新风空调系统。
7.3.10风机盘管加新风空调系统设计，应符合下列规定：
   1 新风宜直接送入人员活动区；
   2 空气质量标准要求较高时，新风宜负担空调区的全部散湿量。低温新风系统设计，应符合本规范第7.3.13条的规定要求；
   3 宜选用出口余压低的风机盘管机组。
7.3.11空调区内振动较大、油污蒸汽较多以及产生电磁波或高频波等场所，不宜采用多联机空调系统。多联机空调系统设计，应符合下列要求：
   1 空调区负荷特性相差较大时，宜分别设置多联机空调系统；需要同时供冷和供热时，宜设置热回收型多联机空调系统；
   2 室内、外机之间以及室内机之间的最大管长和最大高差，应符合产品技术要求；
   3 系统冷媒管等效长度应满足对应制冷工况下满负荷的性能系数不低于2.8；当产品技术资料无法满足核算要求时，系统冷媒管等效长度不宜超过70m；
   4 室外机变频设备，应与其他变频设备保持合理距离。
7.3.12有低温冷媒可利用时，宜采用低温送风空调系统；空气相对湿度或送风量较大的空调区，不宜采用低温送风空调系统。
7.3.13低温送风空调系统设计，应符合下列规定：
   1 空气冷却器的出风温度与冷媒的进口温度之间的温差不宜小于3℃，出风温度宜采用4℃～10℃，直接膨胀式蒸发器出风温度不应低于7℃；
   2 空调区送风温度，应计算送风机、风管以及送风末端装置的温升；
   3 空气处理机组的选型，应经技术经济比较确定。空气冷却器的迎风面风速宜采用1. 5m/s～2.3m/s，冷媒通过空气冷却器的温升宜采用9℃～13℃；
   4 送风末端装置，应符合本规范第7.4.2条的规定；
   5 空气处理机组、风管及附件、送风末端装置等应严密保冷，保冷层厚度应经计算确定，并符合本规范第11.1.4条的规定。
7.3.14空调区散湿量较小且技术经济合理时，宜采用温湿度独立控制空调系统。
7.3.15温度湿度独立控制空调系统设计，应符合下列规定：
   1 温度控制系统，末端设备应负担空调区的全部显热负荷，并根据空调区的显热热源分布状况等，经技术经济比较确定；
   2 湿度控制系统，新风应负担空调区的全部散湿量，其处理方式应根据夏季空调室外计算湿球温度和露点温度、新风送风状态点要求等，经技术经济比较确定；
   3 当采用冷却除湿处理新风时，新风再热不应采用热水、电加热等；采用转轮或溶液除湿处理新风时，转轮或溶液再生不应采用电加热；
   4 应对室内空气的露点温度进行监测，并采取确保末端设备表面不结露的自动控制措施。
7.3.16夏季空调室外设计露点温度较低的地区，经技术经济比较合理时，宜采用蒸发冷却空调系统。
7.3.17蒸发冷却空调系统设计，应符合下列规定：
   1 空调系统形式，应根据夏季空调室外计算湿球温度和露点温度以及空调区显热负荷、散湿量等确定；
   2 全空气蒸发冷却空调系统，应根据夏季空调室外计算湿球温度、空调区散湿量和送风状态点要求等，经技术经济比较确定。
7.3.18下列情况时，应采用直流式(全新风)空调系统：
   1 夏季空调系统的室内空气比焓大于室外空气比焓；
   2 系统所服务的各空调区排风量大于按负荷计算出的送风量；
   3 室内散发有毒有害物质，以及防火防爆等要求不允许空气循环使用；
   4 卫生或工艺要求采用直流式(全新风)空调系统。
7.3.19空调区、空调系统的新风量计算，应符合下列规定：
   1 人员所需新风量，应根据人员的活动和工作性质，以及在室内的停留时间等确定，并符合本规范第3.0.6条的规定要求；
   2 空调区的新风量，应按不小于人员所需新风量，补偿排风和保持空调区空气压力所需新风量之和以及新风除湿所需新风量中的最大值确定；
   3 全空气空调系统的新风量，当系统服务于多个不同新风比的空调区时，系统新风比应小于空调区新风比中的最大值；
   4 新风系统的新风量，宜按所服务空调区或系统的新风量累计值确定。
7.3.20舒适性空调和条件允许的工艺性空调，可用新风作冷源时，应最大限度地使用新风。
7.3.21新风进风口的面积应适应最大新风量的需要。进风口处应装设能严密关闭的阀门，进风口的位置应符合本规范第6.3.1条的规定要求。
7.3.22空调系统应进行风量平衡计算，空调区内的空气压力应符合本规范第7.1.5条的规定。人员集中且密闭性较好，或过渡季节使用大量新风的空调区，应设置机械排风设施，排风量应适应新风量的变化。
7.3.23设有集中排风的空调系统，且技术经济合理时，宜设置空气—空气能量回收装置。
7.3.24空气能量回收系统设计，应符合下列要求：
   1 能量回收装置的类型，应根据处理风量、新排风中显热量和潜热量的构成以及排风中污染物种类等选择；
   2 能量回收装置的计算，应考虑积尘的影响，并对是否结霜或结露进行核算。

条文说明

7.3空调系统
7.3.1选择空调系统的原则。
   1 本条是选择空调系统的总原则，其目的是为了在满足使用要求的前提下，尽量做到一次投资少、运行费经济、能耗低等。
   2 对规模较大、要求较高或功能复杂的建筑物，在确定空调方案时，原则上应对各种可行的方案及运行模式进行全年能耗分析，使系统的配置合理，以实现系统设计、运行模式及控制策略的最优。
   3 气候是建筑热环境的外部条件，气候参数如太阳辐射、温度、湿度、风速等动态变化，不仅直接影响到人的舒适感受，而且影响到建筑设计。强调干热气候区的主要原因是：该气候区(如新疆等地区)深处内陆，大陆性气候明显，其主要气候特征是太阳辐射资源丰富、夏季温度高、日较差大、空气干燥等，与其他气候区的气候特征差异明显。因此，该气候区的空调系统选择，应充分考虑该地区的气象条件，合理有效地利用自然资源，进行系统对比选择。
7.3.2空调风系统的划分。
将不同要求的空调区放置在一个空调风系统中时，会难以控制，影响使用，所以强调不同要求的空调区宜分别设置空调风系统。当个别局部空调区的标准高于其他主要空调区的标准要求时，从简化空调系统设置、降低系统造价等原则出发，二者可合用空调风系统；但此时应对标准要求高的空调区进行处理，如同一风系统中有空气的洁净度或噪声标准要求不同的空调区时，应对洁净度或噪声标准要求高的空调区采取增设符合要求的过滤器或消声器等处理措施。
需要同时供热和供冷的空调区，是指不同朝向，周边区与内区等。进深较大的开敞式办公用房、大型商场等，内外区负荷特性相差很大，尤其是冬季或过渡季，常常外区需供热时，内区因过热需全年供冷；过渡季节朝向不同的空调区也常需要不同的送风参数，此时，可按不同区域划分空调区，分别设置空调风系统，以满足调节和使用要求；当需要合用空调风系统时，应根据空调区的负荷特性，采用不同类型的送风末端装置，以适应空调区的负荷变化。
7.3.3易燃易爆等空调风系统的划分。
根据建筑消防规范、实验室设计规范等要求，强调了空调风系统中，对空气中含有易燃易爆或有毒有害物质空调区的要求，具体做法应遵循国家现行有关的防火、实验室设计规范等。
7.3.4全空气定风量空调系统的选择。
全空气空调系统存在风管占用空间较大的缺点，但人员较多的空调区新风比例较大，与风机盘管加新风等空气—水系统相比，多占用空间不明显；人员较多的大空间空调负荷和风量较大，便于独立设置空调风系统，可避免出现多空调区共用一个全空气定风量系统难以分别控制的问题；全空气定风量系统易于改变新回风比例，可实现全新风送风，以获得较好的节能效果；全空气系统设备集中，便于维护管理；因此，推荐在剧院、体育馆等人员较多、运行时负荷和风量相对稳定的大空间建筑中采用。
全空气定风量空调系统，对空调区的温湿度控制、噪声处理、空气过滤和净化处理以及气流稳定等有利，因此，推荐应用于要求温湿度允许波动范围小、噪声或洁净度标准高的播音室、净化房间、医院手术室等场所。
7.3.5全空气空调系统的基本设计原则。
   1 一般情况下，在全空气空调系统(包括定风量和变风量系统)中，不应采用分别送冷热风的双风管系统，因该系统易存在冷热量互相抵消现象，不符合节能原则；同时，系统造价较高，不经济。
   2 目前，空调系统控制送风温度常采用改变冷热水流量方式，而不常采用变动一、二次回风比的复杂控制系统；同时，由于变动一、二次回风比会影响室内相对湿度的稳定，不适用于散湿量大、湿度要求较严格的空调区；因此，在不使用再热的前提下，一般工程推荐采用系统简单、易于控制的一次回风式系统。
   3 采用下送风方式或洁净室空调系统(按洁净要求确定的风量，往往大于用负荷和允许送风温差计算出的风量)，其允许送风温差都较小，为避免系统采用再热方式所产生的冷热量抵消现象，可以使用二次回风式系统。
   4 一般情况下，除温湿度波动范围要求严格的工艺性空调外，同一个空气处理系统不应同时有加热和冷却过程，因冷热量互相抵消，不符合节能原则。
7.3.6全空气空调系统设置回风机的情况
单风机式空调系统具有系统简单、占地少、一次投资省、运行耗电量少等优点，因此常被采用。
当需要新风、回风和排风量变化时，尤其过渡季的排风措施，如开窗面积、排风系统等，无法满足系统最大新风量运行要求时，单风机式空调系统存在系统新、回风量调节困难等缺点；当回风系统阻力大时，单风机式空调系统存在送风机风压较高、耗电量较大、噪声也较大等缺点。因此，在这些情况下全空气空调系统可设回风机。
7.3.7全空气变风量空调系统的选择。
全空气变风量空调系统具有控制灵活、卫生、节约电能(相对定风量空调系统而言)等特点，近年来在我国应用有所发展，因此本规范对其适用条件和要求作出了规定。
全空气变风量空调系统按系统所服务空调区的数量，分为带末端装置的变风量空调系统和区域变风量空调系统。带末端装置的变风量空调系统是指系统服务于多个空调区的变风量系统，区域变风量空调系统是指系统服务于单个空调区的变风量系统。对区域变风量系统而言，当空调区负荷变化时，系统是通过改变风机转速来调节空调区的风量，以达到维持室内设计参数和节省风机能耗的目的。
空调区有内外分区的建筑物中，对常年需要供冷的内区，由于没有围护结构的影响，可以以相对恒定的送风温度送风，通过送风量的改变，基本上能满足内区的负荷变化；而外区较为复杂，受围护结构的影响较大。不同朝向的外区合用一个变风量空调系统时，过渡季节为满足不同空调区的要求，常需要送入较低温度的一次风。对需要供暖的空调区，则通过末端装置上的再热盘管加热一次风供暖。当一次风的空气处理冷源是采用制冷机时，需要供暖的空调区会产生冷热抵消现象。
变风量空调系统与其他空调系统相比投资大、控制复杂，同时，与风机盘管加新风系统相比，其占用空间也大，这是应用受到限制的主要原因。另外，与风机盘管加新风系统相比，变风量空调系统由于末端装置无冷却盘管，不会产生室内因冷凝水而滋生的微生物和病菌等，对室内空气质量有利。
变风量空调系统的风量变化有一定的范围，其湿度不易控制。因此，规定在温湿度允许波动范围要求高的工艺性空调区不宜采用。对带风机动力型末端装置的变风量系统，其末端装置的内置风机会产生较大噪声，因此，规定不宜应用于播音室等噪声要求严格的空调区。
7.3.8全空气变风量空调系统的设计。
   1、2 全空气变风量空调系统的空调区划分非常重要，其影响因素主要有建筑模数、空调负荷特性、使用时间等；空调区的划分不同，其空调系统形式也不相同。变风量空调系统用于空调区内外分区时，常有以下系统组合形式：当内区独立采用全年送冷的变风量空调系统时，外区可根据外区的空调负荷特性，设置风机盘管空调系统、定风量空调系统等；当内外区合用变风量空气处理机组时，内区可采用单风道型变风量末端装置，外区则根据外区的空调负荷特性，设置带再热盘管的变风量末端装置，用于外区的供暖；当内外区分别设置变风量空气处理机组时，内区机组仅需要全年供冷，而外区机组需要按季节进行供冷或供热转换；同时，外区宜按朝向分别设置空气处理机组，以保证每个系统中各末端装置所服务区域的转换时间一致。
   3 变风量空调系统的末端装置类型很多，根据是否补偿系统压力变化可分为压力无关型和压力有关型末端两种，其中，压力无关型是指当系统主风管内的压力发生变化时，其压力变化所引起的风量变化被检测并反馈到末端控制器中，控制器通过调节风阀的开度来补偿此风量的变化。目前，常用的变风量末端装置主要为压力无关型。
   5 变风量空调系统，当一次风送风量减少时，其新风量也随之减少，有新风量不能满足最小新风量要求的潜在性。因此，强调应采取保证最小新风量的措施。对采用双风机式变风量系统而言，当需要维持最小新风量时，为使新风量恒定，回风量则往往不是随送风量的变化按比例变化，而是要求与送风量保持恒定的差值。因此，要求送、回风机按转速分别控制，以满足最小新风量的要求。
   6 变风量空调系统的送风量改变应采用风机调速方法，以达到节能的目的，不宜采用恒速风机，通过改变送、回风阀的开度来实现变风量等简易方法。
   7 变风量空调系统的送风口选择不当时，送风口风量的变化会影响到室内的气流组织，影响室内的热湿环境无法达到要求。对串联式风机动力型末端装置而言，因末端装置的送风量是恒定的，则不存在上述问题。
7.3.9风机盘管加新风空调系统的选择。
风机盘管系统具有各空调区温度单独调节、使用灵活等特点，与全空气空调系统相比可节省建筑空间，与变风量空调系统相比造价较低等，因此，在宾馆客房、办公室等建筑中大量使用。“加新风”是指新风经过处理达到一定的参数要求后，有组织地送入室内。
普通风机盘管加新风空调系统，存在着不能严格控制室内温湿度的波动范围，同时，常年使用时，存在冷却盘管外部因冷凝水而滋生微生物和病菌等，恶化室内空气质量等缺点。因此，对温湿度波动范围和卫生等要求较严格的空调区，应限制使用。
由于风机盘管对空气进行循环处理，无特殊过滤装置，所以不宜安装在厨房等油烟较多的空调区，否则会增加盘管风阻力并影响其传热。
7.3.10风机盘管加新风空调系统的设计。
   1 当新风与风机盘管机组的进风口相接，或只送到风机盘管机组的回风吊顶处时，将会影响室内的通风；同时，当风机盘管机组的风机停止运行时，新风有可能从带有过滤器的回风口处吹出，不利于室内空气质量的保证。另外，新风和风机盘管的送风混合后再送入室内时，会造成送风和新风的压力难以平衡，有可能影响新风量的送入。因此，推荐新风直接送入人员活动区。
   2 风机盘管加新风空调系统强调新风的处理，对空气质量标准要求较高的空调区，如医院等，可采用处理后的新风负担空调区的全部散湿量时，让风机盘管机组干工况运行，以有利于室内空气质量的保证；同时，由于处理后的新风送风温度较低，低于室内露点温度，因此，低温新风系统设计应满足低温送风空调系统的相关要求。
   3 早期的风机盘管机组余压只有0Pa和12Pa两种形式，《风机盘管机组》GB／T 19232对高余压机组没有漏风率的规定。为适应市场需求，部分风机盘管余压越来越高，达50Pa或以上，由于常规风机盘管机组的换热盘管位于送风机出风侧，会导致机组漏风严重以及噪声、能耗等增加，故不宜选择高出口余压的风机盘管机组。
7.3.11多联机空调系统的选择与设计。
由于多联机空调系统的制冷剂直接进入空调区，当用于有振动、油污蒸汽、产生电磁波或高频波设备的场所时，易引起制冷剂泄漏、设备损坏、控制器失灵等事故，故这些场所不宜采用该系统。
   1 多联机空调系统形式的选择，需要根据建筑物的负荷特征、所在气候区等多方面因素综合考虑：当仅用于建筑物供冷时，可选用单冷型；当建筑物按季节变化需要供冷、供热时，可选用热泵型；当同一多联机空调系统中需要同时供冷、供热时，可选用热回收型。
多联机空调系统的部分负荷特性主要取决于室内外温度、机组负荷率及室内机运行情况等。当室内机组的负荷变化率较为一致时，系统在50％～80％负荷率范围内具有较高的制冷性能系数。因此，从节能角度考虑，推荐将负荷特性相差较大的空调区划为不同系统。
热回收型多联机空调系统是高效节能型系统，它通过高压气体管将高温高压蒸气引入用于供热的室内机，制冷剂蒸气在室内机内放热冷凝，流入高压液体管；制冷剂自高压液体管进入用于制冷的室内机中，蒸发吸热，通过低压气体管返回压缩机。室外热交换器视室内机运行模式起着冷凝器或蒸发器的作用，其功能取决于各室内机的工作模式和负荷大小。
   2 室内、外机组之间以及室内机组之间的最大管长与最大高差，是多联机空调系统的重要性能参数。为保证系统安全、稳定、高效的运行，设计时，系统的最大管长与最大高差不应超过所选用产品的技术要求。
   3 多联机空调系统是利用制冷剂输配能量，系统设计中必须考虑制冷剂连接管内制冷剂的重力与摩擦阻力等对系统性能的影响，因此，应根据系统制冷量的衰减来确定系统的服务区域，以提高系统的能效比。
   4 室外机变频设备与其他变频设备保持合理距离，是为了防止设备间的互相干扰，影响系统的安全运行。
7.3.12低温送风空调系统的选择。
低温送风空调系统，具有以下优点：
   1 由于送风温差和冷水温升比常规系统大，系统的送风量和循环水量小，减小了空气处理设备、水泵、风道等的初投资，节省了机房面积和风管所占空间高度；
   2 由于需要的冷水温度低，当冷源采用制冷机直接供冷时制冷能耗比常规系统高；当冷源采用蓄冷系统时，由于制冷能耗主要发生在非用电高峰期，可明显地减少了用电高峰期的电力需求和运行费用；
   3 特别适用于空调负荷增加而又不允许加大风管、降低房间净高的改造工程；
   4 由于送风除湿量的加大，造成了室内空气的含湿量降低，增强了室内的热舒适性。
低温冷媒可由蓄冷系统、制冷机等提供。由于蓄冷系统需要的初投资较高，当利用蓄冷设备提供低温冷水与低温送风系统相结合时，可减少空调系统的初投资和用电量，更能够发挥减小电力需求和运行费用等优点；其他能够提供低温冷媒的冷源设备，如采用直接膨胀式蒸发器的整体式空调机组或利用乙烯乙二醇水溶液做冷媒的制冷机，也可用于低温送风空调系统。
采用低温送风空调系统时，空调区内的空气含湿量较低，室内空气的相对湿度一般为30％～50％，同时，系统的送风量也较少。因此，应限制在空气相对湿度或送风量要求较大的空调区应用，如植物温室、手术室等。
7.3.13低温送风空调系统的设计。
   1 空气冷却器的出风温度：制约空气冷却器出风温度的条件是冷媒温度，当冷却盘管的出风温度与冷媒的进口温度之间的温差过小时，必然导致盘管传热面积过大而不经济，以致选择盘管困难；同时，对直接膨胀式蒸发器而言，送风温度过低还会带来盘管结霜和液态制冷剂进入压缩机问题。
   2 送风温升：低温送风系统不能忽视送风机、风管及送风末端装置的温升，一般可达2℃～3℃；同时应考虑风口的选型，最后确定室内送风温度及送风量。
   3 空气处理机组选型：空气冷却器的迎风面风速低于常规系统，是为了减少风侧阻力和冷凝水吹出的可能性，并使出风温度接近冷媒的进口温度；为了获得较低出风温度，冷却器盘管的排数和翅片密度大于常规系统，但翅片过密或排数过多会增加风侧或水侧阻力，不便于清洗，凝水易被吹出盘管等，故应对翅片密度和盘管排数二者权衡取舍，进行设备费和运行费的经济比较后，确定其数值；为了取得风水之间更大的接近度和温升，解决部分负荷时流速过低的问题，应使冷媒流过盘管的路径较长，温升较高，并提高冷媒流速与扰动，以改善传热，因此冷却盘管的回路布置常采用管程数较多的分回路布置方式，但会增加了盘管阻力；基于上述诸多因素，低温送风系统不能直接采用常规系统的空气处理机组，必须通过技术经济分析比较，严格计算，进行设计选型。
   4 直接低温送风：采取低温冷风直接送入房间时，可采用低温风口。低温风口应具有高诱导比，在满足室内气流组织设计要求下，风口表面不应结露。因送风温度低，为防止低温空气直接进入人员活动区，尤其是采用全空气变风量空调系统时，当送风量较低时，应对低温风口的扩散性或空气混合性有更高的要求，具体详见本规范第7.4.2条的规定。
   5 保冷：由于送风温度比常规系统低，为减少系统冷量损失和防止结露，应保证系统设备、风管、送风末端送风装置的正确保冷与密封，保冷层应比常规系统厚，见本规范11.1.4条的规定。
7.3.14温湿度独立控制空调系统的选择。
空调区散湿量较小的情况，一般指空调区单位面积的散湿量不超过30g／(m2·h)。
空调系统承担着排除空调区余热、余湿等任务。温湿度独立控制空调系统由于采用了温度与湿度两套独立的空调系统，分别控制着空调区的温度与湿度，从而避免了常规空调系统中温度与湿度联合处理所带来的损失；温度控制系统处理显热时，冷水温度要求低于室内空气的干球温度即可，为天然冷源等的利用创造了条件，且末端设备处于干工况运行，避免了室内盘管等表面滋生霉菌等。同时，由于冷水供水温度高，系统可采用天然冷源或COP值较高的高温型冷水机组，对系统的节能有利。但此时末端装置的换热面积需要增加，对投资不利。
空调区的全部散湿量由湿度控制系统承担，因此，采取何种除湿方式是实现对新风湿度控制的关键。随着技术的不断发展，各种除湿技术的应用也日益广泛，因此，在技术经济合理的情况下，当空调区散湿量较小时，推荐采用温湿度独立控制空调系统。
7.3.15温度湿度独立空调系统的设计要求。
   1 温度控制系统，当室外空气设计露点温度较低时，应采用间接蒸发冷水机组制取冷水吸收显热，或其他高效制冷方式制取高温冷水。在条件允许情况下，推荐利用蒸发冷却、天然冷源等制备冷水，以达到节能的目的。温度控制系统的末端设备可以选择地面冷辐射、顶棚冷辐射或干式风机盘管，以及这几种方式的组合。
   2 湿度控制系统中，经处理的新风负担空调区全部散湿量，与常规空调系统相比，能够更好地控制空调区湿度，避免新风处理过程中的再热损失，以满足室内热湿比的变化。常用的除湿方法有冷却除湿、溶液除湿、固体吸附除湿等。除湿方式的不同，确定了新风处理方式也不同。新风处理方式的选择应根据当地气象条件、新风送风的露点温度和含湿量，结合建筑物特性、使用要求等，经技术经济比较后确定。
当室外新风湿球温度对应的绝对含湿量低于要求的新风送风含湿量时，宜采用直接蒸发冷却方式处理新风；当室外新风露点温度低于要求的新风送风露点温度时，宜采用间接蒸发冷却方式处理新风；当室外新风露点高于要求的新风送风露点时，宜采用冷凝除湿、转轮除湿或溶液除湿等。
采用冷却除湿方式时，湿度控制系统要求的冷水温度应低于室内空气的露点温度，而温度控制系统要求的冷水温度应低于室内空气的干球温度，并高于室内空气的露点温度，二者对冷水的供水温度要求是不同的。
采用蒸发冷却除湿方式时，由于直接蒸发冷却空气处理过程是等焓加湿过程，干燥的新风经直接蒸发冷却被加湿，降低了系统的除湿能力，对湿度控制系统不利。因此，对蒸发冷却方式的确定，应经技术分析，合理应用。直接蒸发冷却处理新风时，其水质必须符合本规范第7．5．2条的强制规定。
   3 采用冷却除湿方式时，由于除湿空气需被冷却到露点以下，才能除去冷凝水。为满足新风的送风要求，除湿后的新风需要进行再热处理后送入空调区，这会造成冷热量抵消现象的发生。因此，从节能角度考虑，应限制系统采取外部热源对新风进行再热处理，如锅炉提供的热水、电加热器等。
   4 考虑到房间的具体使用情况，如开窗等，温湿度独立控制空调系统应采取自动控制等措施，以防止末端设备表面发生结露现象，影响系统正常运行。
7.3.16 蒸发冷却空调系统的选择。
蒸发冷却空调系统是指利用水的蒸发来冷却空气的空调系统。在室外气象条件满足要求的前提下，推荐在夏季空调室外设计露点温度较低的地区(通常在低于16℃的地区)，如干热气候区的新疆、内蒙古、青海等，采用蒸发冷却空调系统，以有利于空调系统的节能。
7.3.17蒸发冷却空调系统的设计要求。
蒸发冷却空调系统的形式，可分为全空气式和空气-水式蒸发冷却空调系统两种形式。当通过蒸发冷却处理后的空气，能承担空调区的全部显热负荷和散湿量时，系统应选全空气式系统；当通过蒸发冷却处理后的空气仅承担空调区的全部散湿量和部分显热负荷，而剩余部分显热负荷由冷水系统承担时，系统应选空气-水式系统。空气-水式系统中，水系统的末端设备可选用辐射板、干式风机盘管机组等。
全空气蒸发冷却空调系统，根据空气的处理方式，可采用直接蒸发冷却、间接蒸发冷却和组合式蒸发冷却(直接蒸发冷却与间接蒸发冷却混合的蒸发冷却方式)。室外设计湿球温度低于16℃的地区，其空气处理可采用直接蒸发冷却方式；夏季室外计算湿球温度较高的地区，为强化冷却效果，进一步降低系统的送风温度、减小送风量和风管面积时，可采用组合式蒸发冷却方式。组合式蒸发冷却方式的二级蒸发冷却是指在一个间接蒸发冷却器后，再串联一个直接蒸发冷却器；三级蒸发冷却是指在两个间接蒸发冷却器串联后，再串联一个直接蒸发冷却器。
直接蒸发冷却空调系统，由于水与空气直接接触，其水质直接影响到室内空气质量，其水质必须符合本规范第7.5.2条的强制规定。
7.3.18直流式(全新风)空调系统的选择。
直流式(全新风)空调系统是指不使用回风，采用全新风直流运行的全空气空调系统。考虑节能、卫生、安全的要求，一般全空气空调系统不应采用冬夏季能耗较大的直流式(全新风)空调系统，而应采用有回风的空调系统。
7.3.19空调区、空调系统的新风量确定。
新风系统是指用于风机盘管加新风、多联机、水环热泵等空调系统的新风系统，以及集中加压新风系统。
有资料规定，空调系统的新风量占送风量的百分数不应低于10％，但对温湿度波动范围要求很小或洁净度要求很高的空调区，其送风量都很大，即使要求最小新风量达到送风量的10％，新风量也很大，不仅不节能，而且大量室外空气还影响了室内温湿度的稳定，增加了过滤器的负担。一般舒适性空调系统而言，按人员、空调区正压等要求确定的新风量达不到10％时，由于人员较少，室内CO2浓度也较小(氧气含量相对较高)，也没必要加大新风量；因此本规范没有规定新风量的最小比例(即最小新风比)。民用建筑物中，主要空调区的人员所需最小新风量具体数值，可参照本规范第3．0．6条规定。
当全空气空调系统服务于多个不同新风比的空调区时，其系统新风比应按下列公式确定：

式中：Y——修正后的系统新风量在送风量中的比例；

——修正后的总新风量（m3/h）；

——总送风量，即系统中所有房间送风量之和（m3/h）；
X——未修正的系统新风量在送风量中的比例；

——系统中所有房间的新风量之和（m3/h）；
Z——需求最大的房间的新风比；

—— 需求最大的房间的新风量（m3/h）；

—— 需求最大的房间的送风量（m3/h）。
7.3.20新风作冷源。
   1 规定此条的目的是为了节约能源。
   2 除过渡季可使用全新风外，还有冬季不采用最小新风量的特例，如冬季发热量较大的内区，当采用最小新风量时，内区仍需要对空气进行冷却，此时可利用加大新风量作为冷源。
温湿度允许波动范围小的工艺性房间空调系统或洁净室内的空调系统，考虑到减少过滤器负担，不宜改变或增加新风量。
7.3.21新风进风口的要求。
   1 新风进风口的面积应适应最大新风量的需要，是指在过渡季大量使用新风时，为满足系统过渡季全新风运行，系统可设置最小新风口和最大新风口，或按最大新风量设置新风进风口，并设调节装置，以分别适应冬夏和过渡季节新风量变化的需要。
   2 系统停止运行时，进风口如不能严密关闭，夏季热湿空气侵入，会造成金属表面和室内墙面结露；冬季冷空气侵入，将使室温降低，甚至使加热排管冻坏；所以规定进风口处应设有严密关闭的阀门，寒冷和严寒地区宜设保温阀门。
7.3.22空调系统的风量平衡。
考虑空调系统的风量平衡(包括机械排风和自然排风)是为了使室内正压值不要过大，以造成新风无法正常送入。
机械排风设施可采用设回风机的双风机系统，或设置专用排风机；排风量还应随新风量的变化而变化，例如采取控制双风机系统各风阀的开度，或排风机与送风机连锁控制风量等自控措施。
7.3.23设置空气-空气能量回收装置的原则。
空气能量回收，过去习惯称为空气热回收。规定此条的目的是为了节能。空调系统中处理新风所需的冷热负荷占建筑物总冷热负荷的比例很大，为有效地减少新风冷热负荷，除规定合理的新风量标准之外，还宜采用空气-空气能量回收装置回收空调排风中的热量和冷量，用来预热和预冷新风。
在进行空气能量回收系统的技术经济比较时，应充分考虑当地的气象条件、能量回收系统的使用时间等因素，在满足节能标准的前提下，如果系统的回收期过长，则不应采用能量回收系统。
7.3.24空气能量回收系统的设计。
国家标准《空气-空气能量回收装置》GB／T 21087将空气能量回收装置按换热类型分为全热回收型和显热回收型两类，同时规定了内部漏风率和外部漏风率指标。由于能量回收原理和结构特点的不同，空气能量回收装置的处理风量和排风泄漏量存在较大的差异。当排风中污染物浓度较大或污染物种类对人体有害时，在不能保证污染物不泄漏到新风送风中时，空气能量回收装置不应采用转轮式空气能量回收装置，同时也不宜采用板式或板翅式空气能量回收装置。
新排风中显热和潜热能量的构成比例是选择显热或全热空气能量回收装置的关键因素。在严寒地区及夏季室外空气比焓低于室内空气设计比焓而室外空气温度又高于室内空气设计温度的温和地区，宜选用显热回收装置；在其他地区，尤其是夏热冬冷地区，宜选用全热回收装置。
从工程应用中发现，空气能量回收装置的空气积灰对热回收效率的影响较大，设计中应予以重视，并考虑能量回收装置的过滤器设置问题。对室外温度较低的地区(如严寒地区)，应对热回收装置的排风侧是否出现结霜或结露现象进行核算，当出现结霜或结露时，应采取预热等措施。
常用的空气能量回收装置性能和适用对象参见下表：

表5常用的空气能量回收装置性能和适用对象

张培哲 · 2020-2-10 18:23:56

7.4气流组织

7.4.1 空调区的气流组织设计，应根据空调区的温湿度参数、允许风速、噪声标准、空气质量、温度梯度以及空气分布特性指标(ADPI)等要求，结合内部装修、工艺或家具布置等确定；复杂空间空调区的气流组织设计，宜采用计算流体动力学(CFD)数值模拟计算。
7.4.2空调区的送风方式及送风口选型，应符合下列规定：
   1 宜采用百叶、条缝型等风口贴附侧送；当侧送气流有阻碍或单位面积送风量较大，且人员活动区的风速要求严格时，不应采用侧送；
   2 设有吊顶时，应根据空调区的高度及对气流的要求，采用散流器或孔板送风。当单位面积送风量较大，且人员活动区内的风速或区域温差要求较小时，应采用孔板送风；
   3 高大空间宜采用喷口送风、旋流风口送风或下部送风；
   4 变风量末端装置，应保证在风量改变时，气流组织满足空调区环境的基本要求；
   5 送风口表面温度应高于室内露点温度；低于室内露点温度时，应采用低温风口。
7.4.3采用贴附侧送风时，应符合下列规定：
   1 送风口上缘与顶棚的距离较大时，送风口应设置向上倾斜10°～20°的导流片；
   2 送风口内宜设置防止射流偏斜的导流片；
   3 射流流程中应无阻挡物。
7.4.4采用孔板送风时，应符合下列规定：
   1 孔板上部稳压层的高度应按计算确定，且净高不应小于0.2m；
   2 向稳压层内送风的速度宜采用3 m／s～5m／s。除送风射流较长的以外，稳压层内可不设送风分布支管。稳压层的送风口处，宜设防止送风气流直接吹向孔板的导流片或挡板；
   3 孔板布置应与局部热源分布相适应。
7.4.5采用喷口送风时，应符合下列规定：
   1 人员活动区宜位于回流区；
   2 喷口安装高度，应根据空调区的高度和回流区分布等确定；
   3 兼作热风供暖时，宜具有改变射流出口角度的功能。
7.4.6采用散流器送风时，应满足下列要求：
   1 风口布置应有利于送风气流对周围空气的诱导，风口中心与侧墙的距离不宜小于1.0m；
   2 采用平送方式时，贴附射流区无阻挡物；
   3 兼作热风供暖，且风口安装高度较高时，宜具有改变射流出口角度的功能。
7.4.7采用置换通风时，应符合下列规定：
   1 房间净高宜大于2.7m；
   2 送风温度不宜低于18℃；
   3 空调区的单位面积冷负荷不宜大于120W/m2；
   4 污染源宜为热源，且污染气体密度较小；
   5 室内人员活动区0.1m至1.1m高度的空气垂直温差不宜大于3℃；
   6 空调区内不宜有其他气流组织。
7.4.8采用地板送风时，应符合下列规定：
   1 送风温度不宜低于16℃；
   2 热分层高度应在人员活动区上方；
   3 静压箱应保持密闭，与非空调区之间有保温隔热处理；
   4 空调区内不宜有其他气流组织。
7.4.9分层空调的气流组织设计，应符合下列规定：
   1 空调区宜采用双侧送风；当空调区跨度较小时，可采用单侧送风，且回风口宜布置在送风口的同侧下方；
   2 侧送多股平行射流应互相搭接；采用双侧对送射流时，其射程可按相对喷口中点距离的90％计算；
   3 宜减少非空调区向空调区的热转移；必要时，宜在非空调区设置送、排风装置。
7.4.10上送风方式的夏季送风温差，应根据送风口类型、安装高度、气流射程长度以及是否贴附等确定，并宜符合下列规定：
   1 在满足舒适、工艺要求的条件下，宜加大送风温差；
   2 舒适性空调，宜按表7.4.10-1采用；

表7.4.10-1舒适性空调的送风温差

注：表中所列的送风温差不适用于低温送风空调系统以及置换通风采用上送风方式等。
3 工艺性空调，宜按表7.4.10-2采用。

表7.4.10-2工艺性空调的送风温差

7.4.11送风口的出口风速，应根据送风方式、送风口类型、安装高度、空调区允许风速和噪声标准等确定。
7.4.12回风口的布置，应符合下列规定：
   1 不应设在送风射流区内和人员长期停留的地点；采用侧送时，宜设在送风口的同侧下方；
   2 兼做热风供暖、房间净高较高时，宜设在房间的下部；
   3 条件允许时，宜采用集中回风或走廊回风，但走廊的断面风速不宜过大；
   4 采用置换通风、地板送风时，应设在人员活动区的上方。
7.4.13回风口的吸风速度，宜按表7.4.13选用。

表7.4.13回风口的吸风速度

条文说明

7.4气流组织
7.4.1空调区的气流组织设计原则。
空调系统末端装置的选择和布置时，应与建筑装修相协调，注意风口的选型与布置对内部装修美观的影响；同时应考虑室内空气质量、室内温度梯度等要求。
涉及气流组织设计的舒适性指标，主要由气流组织形式、室内热源分布及特性所决定。
空气分布特性指标(ADPI：Air Diffusion Performance Index)，是满足风速和温度设计要求的测点数与总测点数之比。对舒适性空调而言，相对湿度在适当范围内对人体的舒适性影响较小，舒适度主要考虑空气温度与风速对人体的综合作用。根据实验结果，有效温度差与室内风速之间存在下列关系：

式中：

——工作区某点的空气温度、空气流速和给定的室内设计温度。并且认为当EDT在-1.7~+1.1之间多数人感到舒适。
因此，空气分布特性指标（ADPT）应为

一般情况下，空调区的气流组织设计应使空调区的ADPI≥80％。ADPI值越大，说明感到舒适的人群比例越大。
对于复杂空间的气流组织设计，采用常规计算方法已无法满足要求。随着计算机技术的不断发展与计算流体动力学(CFD)数值模拟技术的日益普及，对复杂空间等特殊气流组织设计推荐采用计算流体动力学(CFD)数值模拟计算。
7.4.2空调区的送风方式及送风口的选型。
空调区内良好的气流组织，需要通过合理的送回风方式以及送回风口的正确选型和布置来实现。
   1 侧送时宜使气流贴附以增加送风射程，改善室内气流分布。工程实践中发现风机盘管的送风不贴附时，室内温度分布则不均匀。目前，空气分布增加了置换通风及地板送风等方式，以有利于提高人员活动区的空气质量，优化室内能量分配，对高大空间建筑具有较明显的节能效果。
侧送是已有几种送风方式中比较简单经济的一种。在一般空调区中，大多可以采用侧送。当采用较大送风温差时，侧送贴附射流有助于增加气流射程，使气流混合均匀，既能保证舒适性要求，又能保证人员活动区温度波动小的要求。侧送气流宜贴附顶棚。
   2 圆形、方形和条缝形散流器平送，均能形成贴附射流，对室内高度较低的空调区，既能满足使用要求，又比较美观，因此，当有吊顶可利用时，采用这种送风方式较为合适。对于室内高度较高的空调区(如影剧院等)，以及室内散热量较大的空调区，当采用散流器时，应采用向下送风，但布置风口时，应考虑气流的均布性。
在一些室温允许波动范围小的工艺性空调区中，采用孔板送风较多。根据测定可知，在距孔板100mm～250mm的汇合段内，射流的温度、速度均已衰减，可达到±0. 1℃的要求，且区域温差小，在较大的换气次数下(每小时达32次)，人员活动区风速一般均在0.09m／s～0.12m／s范围内。所以，在单位面积送风量大，且人员活动区要求风速小或区域温差要求严格的情况下，应采用孔板向下送风。
   3 对于高大空间，采用上述几种送风方式时，布置风管困难，难以达到均匀送风的目的。因此，建议采用喷口或旋流风口送风方式。由于喷口送风的喷口截面大，出口风速高，气流射程长，与室内空气强烈掺混，能在室内形成较大的回流区，达到布置少量风口即可满足气流均布的要求。同时，它还具有风管布置简单、便于安装、经济等特点。当空间高度较低时，采用旋流风口向下送风，亦可达到满意的效果。应用置换通风、地板送风的下部送风方式，使送入室内的空气先在地板上均匀分布，然后被热源(人员、设备等)加热，形成以热烟羽形式向上的对流气流，更有效地将热量和污染物排出人员活动区，在高大空间应用时，节能效果显著，同时有利于改善通风效率和室内空气质量。对于演播室等高大空间，为便于满足空间布置需要，可采用可伸缩的圆筒形风口向下送风的方式。
   4 全空气变风量空调系统的送风参数是保持不变的，它是通过改变风量来平衡室内负荷变化。这就要求，在送风量变化时，所选用的送风末端装置或送风口应能满足室内空气温度及风速的要求。用于全空气变风量空调系统的送风末端装置，应具有与室内空气充分混合的性能，并在低送风量时，应能防止产生空气滞留，在整个空调区内具有均匀的温度和风速，而不能产生吹风感，尤其在组织热气流时，要保证气流能够进入人员活动区，而不滞留在上部区域。
   5 风口表面温度低于室内露点温度时，为防止风口表面结露，风口应采用低温风口。低温风口与常规散流器相比，两者的主要差别是：低温风口所适用的温度和风量范围较常规散流器广。在这种较广的温度与风量范围下，必须解决好充分与空调区空气混合、贴附长度及噪声等问题。选择低温风口时，一般与常规方法相同，但应对低温送风射流的贴附长度予以重视。在考虑风口射程的同时，应使风口的贴附长度大于空调区的特征长度，以避免人员活动区吹冷风现象发生。
7.4.3贴附侧送的要求。
贴附射流的贴附长度主要取决于侧送气流的阿基米德数。为了使射流在整个射程中都贴附在顶棚上而不致中途下落，就需要控制阿基米德数小于一定的数值。
侧送风口安装位置距顶棚愈近，愈容易贴附。如果送风口上缘离顶棚距离较大时，为了达到贴附目的，规定送风口处应设置向上倾斜10°～20°的导流片。
7.4.4孔板送风的要求。
   1 本条规定的稳压层净高不应小于0.2m，主要是从满足施工安装的要求上考虑的。
   2 在一般面积不大的空调区中，稳压层内可以不设送风分布支管。根据实测，在6m×9m的空调区内(室温允许波动范围为±0.1℃和±0.5℃），采用孔板送风，测试过程中将送风分布支管装上或拆下，在室内均未曾发现任何明显的影响。因此，除送风射程较长的以外，稳压层内可不设送风分布支管。
当稳压层高度较低时，向稳压层送风的送风口，一般需要设置导流板或挡板以免送风气流直接吹向孔板。
7.4.5喷口送风的要求。
   1 将人员活动区置于气流回流区是从满足卫生标准的要求而制定的。
   2 喷口送风的气流组织形式和侧送是相似的，都是受限射流。受限射流的气流分布与建筑物的几何形状、尺寸和送风口安装高度等因素有关。送风口安装高度太低，则射流易直接进入人员活动区；太高则使回流区厚度增加，回流速度过小，两者均影响舒适感。
3 对于兼作热风供暖的喷口，为防止热射流上翘，设计时应考虑使喷口具有改变射流角度的功能。
7.4.6散流器送风的要求。
   1 散流器布置应结合空间特征，按对称均匀或梅花形布置，以有利于送风气流对周围空气的诱导，避免气流交叉和气流死角。与侧墙的距离过小时，会影响气流的混合程度。散流器有时会安装在暴露的管道上，当送风口安装在顶棚以下300mm或者更低的地方时，就不会产生贴附效应，气流将以较大的速度到达工作区。
   2 散流器平送时，平送方向的阻挡物会造成气流不能与室内空气充分混合，提前进入人员活动区，影响空调区的热舒适。
   3 散流器安装高度较高时，为避免热气流上浮，保证热空气能到达人员活动区，需要通过改变风口的射流出口角度来加以实现。温控型散流器、条缝形(蟹爪形)散流器等能实现不同送风工况下射流出口角度的改变。
7.4.7置换通风的要求。
置换通风是气流组织的一种形式。置换通风是将经处理或未处理的空气，以低风速、低紊流度、小温差的方式，直接送入室内人员活动区的下部。送入室内的空气先在地面上均匀分布，随后流向热源(人或设备)形成热气流以烟羽的形式向上流动，并在室内的上部空间形成滞留层。从滞留层将室内的余热和污染物排出。
置换通风的竖向气流流型是以浮力为基础，室内污染物在热浮力的作用下向上流动。在上升的过程中，热烟羽卷吸周围空气，流量不断增大。在热力作用下，室内空气出现分层现象。
置换通风在稳定状态时，室内空气在流态上分上下两个不同区域，即上部紊流混合区和下部单向流动区。下部区域内没有循环气流，接近置换气流，而上部区域内有循环气流。两个区域分层界面的高度取决于送风量、热源特性及其在室内分布情况。设计时，应控制分层界面的高度在人员活动区以上，以保证人员活动区的空气质量和热舒适性。
   1～4 根据有关资料介绍，采用置换通风时，室内吊顶高度不宜过低，否则，会影响室内空气的分层。由于置换通风的送风温度较高，其所负担的冷负荷一般不宜太大，否则，需要加大送风量，增加送风口面积，这对风口的布置不利。根据置换通风的原理，污染气体靠热浮力作用向上排出，当污染源不是热源时，污染气体不能有效排出；污染气体的密度较大时，污染气体会滞留在下部空间，也无法保证污染气体的有效排出。
   5 垂直温差是一个重要的局部热不舒适控制性指标，对置换通风等系统设计时更加重要。本条直接引自国际通用标准ISO7730和美国ASHRAE 55的相关条款。根据美国相关研究，取室内人员的头部高度(1.1m)到脚部高度(0.1m)由于垂直温差引起的局部热不舒适的不满意度(PD)为≤5％，基于PD的计算公式确定。

6 设计中，要避免置换通风与其他气流组织形式应用于同一个空调区，因为其他气流组织形式会影响置换气流的流型，无法实现置换通风。
置换通风与辐射冷吊顶、冷梁等空调系统联合应用时，其上部区域的冷表面可能使污染物空气从上部区域再度进入下部区域，设计时应考虑。
7.4.8地板送风的要求。
   1 地板送风(UFAD)是指利用地板静压箱，将经热湿处理后的空气由地板送风口送到人员活动区内的气流组织形式。与置换通风形式相比，地板送风是以较高的风速从尺寸较小的地板送风口送出，形成相对较强的空气混合。因此，其送风温度较置换通风低，系统所负担的冷负荷也大于置换通风。地板送风的送风口附近区域不应有人长久停留。
   2 地板送风在房间内产生垂直温度梯度和空气分层。典型的空气分层分为三个区域，第一个区域为低区(混合区)，此区域内送风空气与房间空气混合，射流末端速度为0.25m／s。第二个区域为中区(分层区)，此区域内房间温度梯度呈线性分布。第三个区域为高区(混合区)，此区域内房间热空气停止上升，风速很低。一旦房间内空气上升到分层区以上时，就不会再进入分层区以下的区。
热分层控制的目的，是在满足人员活动区的舒适度和空气质量要求下，减少空调区的送风量，降低系统输配能耗，以达到节能的目的。热分层主要受送风量和室内冷负荷之间的平衡关系影响，设计时应将热分层高度维持在室内人员活动区以上，一般为1.2m～1.8m。
   3 地板静压箱分为有压静压箱和零压静压箱，有压静压箱应具有良好的密封性，当大量的不受控制的空气泄漏时，会影响空调区的气流流态。地板静压箱与非空调区之间建筑构件，如楼板、外墙等，应有良好的保温隔热处理，以减少送风温度的变化。
   4 同置换通风形式一样，应避免与其他气流组织形式应用于同一空调区，因为其他气流组织形式会破坏房间内的空气分层。
7.4.9分层空调的气流组织设计要求。
分层空调，是指利用合理的气流组织，仅对下部空调区进行空调，而对上部较大非空调区进行通风排热。分层空调具有较好的节能效果。
   1 实践证明，对高度大于10m，体积大于10000m3的高大空间，采用双侧对送、下部回风的气流组织方式是合适的，是能够达到分层空调的要求。当空调区跨度较小时，采用单侧送风也可以满足要求。
   2 分层空调必须实现分层，即能形成空调区和非空调区。为了保证这一重要原则，必须侧送多股平行气流应互相搭接，以便形成覆盖。双侧对送射流的末端不需要搭接，按相对喷口中点距离的90％计算射程即可。送风口的构造，应能满足改变射流出口角度的要求，可选用圆形喷口、扁形喷口和百叶风口等。
   3 为保证空调区达到设计要求，应减少非空调区向空调区的热转移。为此，应设法消除非空调区的散热量。实验结果表明，当非空调区内的单位体积散热量大于4.2W／m3时，在非空调区适当部位设置送排风装置，可以达到较好的效果。
7.4.10上送风方式的夏季送风温差。
   1 夏季送风温差，对室内温湿度效果有一定影响，是决定空调系统经济性的主要因素之一。在保证技术要求的前提下，加大送风温差有突出的经济意义。送风温差加大一倍时，空调系统的送风量会减少一半，系统的材料消耗和投资(不包括制冷系统)减少约40％，动力消耗减少约50％。送风温差在4℃～8℃之间每增加1℃时，风量会减少10％～15％。因此，设计中正确地决定送风温差是一个相当重要的问题。
送风温差的大小与送风形式有很大关系，不同送风形式的送风温差不能规定一个数字。对混合式通风可加大送风温差，但对置换通风就不宜加大送风温差。
   2 表7.4.10-1中所列的数值，是参照室温允许波动范围大于±1.0℃工艺性空调的送风温差，并考虑空调区高度等因素确定的。
   3 表7.4.10-2中所列的数值，适用于贴附侧送、散流器平送和孔板送风等方式。多年的实践证明，对于采用上述送风方式的工艺性空调来说，应用这样较大的送风温差是能够满足室内温、湿度要求，也是比较经济的。当人员活动区处于下送气流的扩散区时，送风温差应通过计算确定。
7.4.11送风口的出口风速。
送风口的出口风速，应根据不同情况通过计算确定。
侧送和散流器平送的出口风速，受两个因素的限制：一是回流区风速的上限，二是风口处的允许噪声。回流区风速的上限与射流的自由度√F/d0有关，根据实验，两者有以下关系：

式中：

——回流区的最大平均速度（m/s）；

——送风口出口风速（m/s）；

——送风口当量直径（m）；
F——每个送风口所负担的空调区断面面积（㎡）。
当

=0.25m/s时，根据上式得出的计算结果列于下表

表6侧送和散流器平送的出口风速（m/s）

因此，侧送和散流器平送的出口风速采用2m／s～5m／s是合适的。
孔板下送风的出口风速，从理论上讲可以采用较高的数值。因为在一定条件下，出口风速较高时，要求稳压层内的静压也较高，这会使送风较均匀；同时，由于送风速度衰减快，对人员活动区的风速影响较小。但当稳压层内的静压过高时，会使漏风量增加，并产生一定的噪声。一般采用3m／s～5m／s为宜。
条缝形风口气流轴心速度衰减较快，对舒适性空调，其出口风速宜为2m／s～4m／s。
喷口送风的出口风速是根据射流末端到达人员活动区的轴心风速与平均风速经计算确定。喷口侧向送风的风速宜取4m／s～10m／s。
7.4.12回风口的布置方式。
按照射流理论，送风射流引射着大量的室内空气与之混合，使射流流量随着射程的增加而不断增大。而回风量小于(最多等于)送风量，同时回风口的速度场图形呈半球状，其速度与作用半径的平方成反比，吸风气流速度的衰减很快。所以在空调区内的气流流型主要取决于送风射流，而回风口的位置对室内气流流型及温度、速度的均匀性影响均很小。设计时，应考虑尽量避免射流短路和产生“死区”等现象。采用侧送时，把回风口布置在送风口同侧，效果会更好些。
关于走廊回风，其横断面风速不宜过大，以免引起扬尘和造成不舒适感。
7.4.13回风口的吸风速度。
确定回风口的吸风速度(即面风速)时，主要考虑三个因素：一是避免靠近回风口处的风速过大，防止对回风口附近经常停留的人员造成不舒适的感觉；二是不要因为风速过大而扬起灰尘及增加噪声；三是尽可能缩小风口断面，以节约投资。
回风口的面风速，一般按下式计算：

式中：v——回风口的面风速（m/s）；

——距回风口

米处的气流中心速度（m/s）；

——距回风口的距离（m）；
F——回风口有效截面面积（㎡）。
当回风口处于空调区上部，人员活动区风速不超过0.25m／s，在一般常用回风口面积的条件下，从上式中可以得出回风口面风速为4m／s～5m／s；当回风口处于空调区下部时，用同样的方法可得出条文中所列的有关面风速。
实践经验表明，利用走廊回风时，为避免在走廊内扬起灰尘等，装在门或墙下部的回风口面风速宜采用1m／s～1.5m／s。

张培哲 · 2020-2-10 18:26:10

7.5空气处理

7.5.1空气的冷却应根据不同条件和要求，分别采用下列处理方式：
   1 循环水蒸发冷却；
   2 江水、湖水、地下水等天然冷源冷却；
   3 采用蒸发冷却和天然冷源等冷却方式达不到要求时，应采用人工冷源冷却。
7.5.2凡与被冷却空气直接接触的水质均应符合卫生要求。空气冷却采用天然冷源时，应符合下列规定：
   1 水的温度、硬度等符合使用要求；
   2 地表水使用过后的回水予以再利用；
   3 使用过后的地下水应全部回灌到同一含水层，并不得造成污染。
7.5.3空气冷却装置的选择，应符合下列规定：
   1 采用循环水蒸发冷却或天然冷源时，宜采用直接蒸发式冷却装置、间接蒸发式冷却装置和空气冷却器；
   2 采用人工冷源时，宜采用空气冷却器。当要求利用循环水进行绝热加湿或利用喷水增加空气处理后的饱和度时，可选用带喷水装置的空气冷却器。
7.5.4空气冷却器的选择，应符合下列规定：
   1 空气与冷媒应逆向流动；
   2 冷媒的进口温度，应比空气的出口干球温度至少低3.5℃。冷媒的温升宜采用5℃～10℃，其流速宜采用0.6m／s～1.5m／s；
   3 迎风面的空气质量流速宜采用2.5 kg／(m2·s)～3.5kg／(m2·s)，当迎风面的空气质量流速大于3.0kg／(m2·s)时，应在冷却器后设置挡水板；
   4 低温送风空调系统的空气冷却器，应符合本规范第7.3.13条的规定要求。
7.5.5 制冷剂直接膨胀式空气冷却器的蒸发温度，应比空气的出口干球温度至少低3.5℃。常温空调系统满负荷运行时，蒸发温度不宜低于0℃；低负荷运行时，应防止空气冷却器表面结霜。
7.5.6空调系统不得采用氨作制冷剂的直接膨胀式空气冷却器。
7.5.7空气加热器的选择，应符合下列规定：
   1 加热空气的热媒宜采用热水；
   2 工艺性空调，当室温允许波动范围小于±1.0℃时，送风末端的加热器宜采用电加热器；
   3 热水的供水温度及供回水温差，应符合本规范第8.5.1条的规定。
7.5.8两管制水系统，当冬夏季空调负荷相差较大时，应分别计算冷、热盘管的换热面积；当二者换热面积相差很大时，宜分别设置冷、热盘管。
7.5.9空调系统的新风和回风应经过滤处理。空气过滤器的设置，应符合下列规定：
   1 舒适性空调，当采用粗效过滤器不能满足要求时，应设置中效过滤器；
   2 工艺性空调，应按空调区的洁净度要求设置过滤器；
   3 空气过滤器的阻力应按终阻力计算；
   4 宜设置过滤器阻力监测、报警装置，并应具备更换条件。
7.5.10对于人员密集空调区或空气质量要求较高的场所，其全空气空调系统宜设置空气净化装置。空气净化装置的类型，应根据人员密度、初投资、运行费用及空调区环境要求等，经技术经济比较确定，并符合下列规定：
   1 空气净化装置类型的选择应根据空凋区污染物性质选择；
   2 空气净化装置的指标应符合现行相关标准。
7.5.11空气净化装置的设置应符合下列规定：
   1 空气净化装置在空气净化处理过程中不应产生新的污染；
   2 空气净化装置宜设置在空气热湿处理设备的进风口处，净化要求高时可在出风口处设置二级净化装置；
   3 应设置检查口；
   4 宜具备净化失效报警功能；
   5 高压静电空气净化装置应设置与风机有效联动的措施。
7.5.12冬季空调区湿度有要求时，宜设置加湿装置。加湿装置的类型，应根据加湿量、相对湿度允许波动范围要求等，经技术经济比较确定，并应符合下列规定：
   1 有蒸汽源时，宜采用干蒸汽加湿器；
   2 无蒸汽源，且空调区湿度控制精度要求严格时，宜采用电加湿器；
   3 湿度要求不高时，可采用高压喷雾或湿膜等绝热加湿器；
   4 加湿装置的供水水质应符合卫生要求。
7.5.13空气处理机组宜安装在空调机房内。空调机房应符合下列规定：
   1 邻近所服务的空调区；
   2 机房面积和净高应根据机组尺寸确定，并保证风管的安装空间以及适当的机组操作、检修空间；
   3 机房内应考虑排水和地面防水设施。

条文说明
7.5空气处理
7.5.1空气冷却方式。
干热气候区(如西北部地区等)，夏季空气的干球温度高，含湿量低，其室外干燥空气不仅可直接利用来消除空调区的湿负荷，还可以通过间接蒸发冷却等来消除空调区的热负荷。在新疆、内蒙古、甘肃、宁夏、青海、西藏等地区，应用蒸发冷却技术可大量节约空调系统的能耗。
蒸发冷却分为直接蒸发冷却和间接蒸发冷却。直接蒸发冷却是指干燥空气和水直接接触的冷却过程，空气处理过程中空气和水之间的传热、传质同时发生且互相影响，空气处理过程为绝热降温加湿过程，其极限温度能达到空气的湿球温度。
在某些情况下，当对处理空气有进一步的要求，如要求较低含湿量或比焓时，就应采用间接蒸发冷却。间接蒸发冷却可避免传热、传质的相互影响，空气处理过程为等湿降温过程，其极限温度能达到空气的露点温度。
   2 对于温度较低的江、河、湖水等，如西北部地区的某些河流、深水湖泊等，夏季水体温度在10℃左右，完全可以作为空调的冷源。对于地下水资源丰富且有合适的水温、水质的地区，当采取可靠的回灌和防止污染措施时，可适当利用这一天然冷源，并应征得地区主管部门的同意。
   3 当无法利用蒸发冷却，且又没有水温、水质符合要求的天然冷源可利用时，或利用天然冷源无法满足空气冷却要求时，空气冷却应采用人工冷源，并在条件许可的情况下，适当考虑利用天然冷源的可能性，以达到节能的目的。
7.5.2冷源的使用限制条件。部分强制性条文。
空气冷却中，可采用人工或天然冷源来直接蒸发冷却空气，因此，其水质均应符合卫生要求。
采用天然冷源时，其水质影响到室内空气质量、空气处理设备的使用效果和使用寿命等。如当直接和空气接触的水有异味或不卫生时，会直接影响到室内的空气质量；同时，水的硬度过高时会加速换热盘管结垢等。
采用地表水作天然冷源时，强调再利用是对资源的保护。地下水的回灌可以防止地面沉降，全部回灌并不得造成污染是对水资源保护必须采取的措施。为保证地下水不被污染，地下水宜采用与空气间接接触的冷却方式。
7.5.3空气冷却装置的选择。
   1 直接蒸发冷却是绝热加湿过程，实现这一过程是直接蒸发式冷却装置的特有功能，是其他空气冷却处理装置所不能代替的。当采用地下水、江水、湖水等自然冷源作冷源时，由于其水温相对较高，采用间接蒸发式冷却装置处理空气时，一般不易满足要求，而采用直接蒸发式冷却装置则比较容易满足要求。
   2 采用人工冷源时，原则上应选用空气冷却器。空气冷却器具有占地面积小，冷水系统简单，特别是冷水系统采用闭式水系统时，可减少冷水输配系统的能耗；另外，空气出口参数可调性好等，因此，它得到了较其他形式的冷却器更加广泛的应用。空气冷却器的缺点是消耗有色金属较多，价格也相应地较贵。
7.5.4空气冷却器的选择
规定空气冷却器的冷媒进口温度应比空气的出口干球温度至少低3．5℃，是从保证空气冷却器有一定的热质交换能力提出来的。在空气冷却器中，空气与冷媒的流动方向主要为逆交叉流。一般认为，冷却器的排数大于或等于4排时，可将逆交叉流看成逆流。按逆流理论推导，空气的终温是逐渐趋近冷媒初温。
冷媒温升宜为5℃～10℃，是从减小流量、降低输配系统能耗的角度考虑确定的。
据实测，冷水流速在2m／s以上时，空气冷却器的传热系数K值几乎没有什么变化，但却增加了冷水系统的能耗。冷水流速只有在1.5m／s以下时，K值才会随冷水流速的提高而增加，其主要原因是水侧热阻对冷却器换热的总热阻影响不大，加大水侧放热系数，K值并不会得到多大提高。所以，从冷却器传热效果和水流阻力两者综合考虑，冷水流速以取0.6m／s～1.5m／s为宜。
空气冷却器迎风面的空气流速大小，会直接影响其外表面的放热系教。据测定，当风速在1.5m／s～3.0m／s范围内，风速每增加0.5m／s，相应的放热系数递增率在10％左右。但是，考虑到提高风速不仅会使空气侧的阻力增加，而且会把凝结水吹走，增加带水量，所以，一般当质量流速大于3.0kg／(m2·s)时，应设挡水板。在采用带喷水装置的空气冷却器时，一般都应设挡水板。
7.5.5制冷剂直接膨胀式空气冷却器的蒸发温度。
制冷剂蒸发温度与空气出口干球温度之差，和冷却器的单位负荷、冷却器结构形式、蒸发温度的高低、空气质量流速和制冷剂中的含油量大小等因素有关。根据国内空气冷却器产品设计中采用的单位负荷值、管内壁的制冷剂换热系数和冷却器肋化系数的大小，可以算出制冷剂蒸发温度应比空气的出口干球温度至少低3. 5℃，这一温差值也可以说是在技术上可能达到的最小值。随着今后蒸发器在结构设计上的改进，这一温差值必将会有所降低。
空气冷却器的设计供冷量很大时，若蒸发温度过低，会在低负荷运行的情况下，由于冷却器的供冷能力明显大于系统所需的供冷量，造成空气冷却器表面易于结霜，影响制冷机的正常运行。因此，在低负荷运行时，设计上应采取防止冷却器表面结霜的措施。
7.5.6直接膨胀式空气冷却器的制冷剂选择。强制性条文。
为防止氨制冷剂的泄漏时，经送风机直接将氨送至空调区，危害人体或造成其他事故，所以采用制冷剂直接膨胀式空气冷却器时，不得用氨作制冷剂。
7.5.7应用加热器的注意事项。
合理地选用空调系统的热媒，是为了满足空调控制精确度和稳定性要求。
对于室温要求波动范围等于或大于±1.0℃的空调区，采用热水热媒，是可以满足要求的；对于室温要求波动范围小于±1.0℃的空调区，为满足控制要求，送风末端可增设用于精度调节的加热器，该加热器可采用电加热器，以确保满足控制的要求。
7.5.8两管制水系统的冷、热盘管选用。
许多两管制的空调水系统中，空气的加热和冷却处理均由一组盘管来实现。设计时，通常以供冷量来计算盘管的换热面积，当盘管的供冷量和供热量差异较大时，盘管的冷水和热水流量相差也较大，会造成电动控制阀在供热工况时的调节性能下降，对控制不利。另外，热水流量偏小时，在严寒或寒冷地区，也可能造成空调机组的盘管冻裂现象出现。
综合以上原因，对两管制的冷、热盘管选用作出了规定。
7.5.9空气过滤器的设置。
根据《空气过滤器》GB／T 14295的规定，空气过滤器按其性能可分为：粗效过滤器、中效过滤器、高中效过滤器及亚高效过滤器，其中，中效过滤器额定风量下的计数效率为：70％＞E≥20％(粒径≥0．5μm)。
   1 舒适性空调，一般都有一定的洁净度要求，因此，送入室内的空气都应通过必要的过滤处理；同时，为防止盘管的表面积尘，严重影响其热湿交换性能，进入盘管的空气也需进行过滤处理。工程实践表明，设置一级粗效过滤器时，空调区的空气洁净度有时不易满足要求。
   2 工艺性空调，尤其净化空调，其空气过滤器应按有关规范要求设置，如医院手术室，其空调过滤器的设置应符合《医院洁净手术部建筑技术规范》GB 50333的规定。
   3 过滤器的滤料应选用效率高、阻力低和容尘量大的材料。由于过滤器的阻力会随着积尘量的增加而增大，为防止系统阻力的增加而造成风量的减少，过滤器的阻力应按其终阻力计算。空气过滤器额定风量下的终阻力分别为：粗效过滤器100Pa，中效过滤器160Pa。
7.5.10空气净化装置的选择。
人员密集及有较高空气质量要求的建筑，设置空气净化装置有利于提高室内空气质量，防止病菌交叉污染。近年来，空气净化装置在大型公共建筑中被广泛应用，如奥运场馆、世博园区、首都机场T3航站楼，北京、上海和广州等城市的地铁站等；此外大型既有建筑的空调系统改造时，也加装了空气净化装置。
国家质检部门近年来对上百种空气净化装置的检测结果表明，大部分产品能够起到改善环境净化空气的作用。在实际工程中，达不到理想效果的空气净化装置，其主要原因是：①系统设计风速超过空气净化装置的额定风速；②空气净化装置与管道和其他系统部件连接过程中缺乏基本的密封措施，造成污染物未经处理泄露；③空气净化装置没有完全按照设计进行安装、维护和清理。因此，在空气净化装置选择时其净化技术指标、电气安全和臭氧发生指标等应符合国家标准《空气过滤器》GB／T 14295及相关的产品制造和检测标准要求。
目前，工程常用的空气净化装置有高压静电、光催化、吸附反应型等三大类空气净化装置。各类空气净化装置具有以下特点：
高压静电式空气净化装置，对颗粒物净化效率良好，对细菌有一定去除作用，对有机气体污染物效果不明显。因此在颗粒物污染严重的环境，宜采用此类净化装置，初投资虽然较高，但空气净化机组本身阻力低，系统能耗和运行费用较低。此类净化装置有可能产生臭氧，设计选型时需要特别注意查看产品有关臭氧指标的检测报告。
光催化型空气净化装置，对细菌等达到较好的净化效果，但此类净化装置易受到颗粒物污染造成失效，所以应加装中效空气过滤器进行保护，并定期检查清洗。此类净化装置有可能产生臭氧，设计选型时需要特别注意查看产品有关臭氧指标的检测报告。
吸附反应型净化装置，对有机气体污染物效果最好，对颗粒物等也有一定效果，无二次污染，但是净化设备阻力较高，需要定期更换滤网或吸附材料等。
另外，可靠的接地是用电安全的必要措施，高压静电空气净化装置有相应的用电安全要求。
7.5.11空气净化装置设置。
   1 高压静电空气净化装置的在净化空调中应用时稳定性差，同时容易产生二次扬尘，光催化型空气净化装置不具备颗粒物净化的功能，因此在洁净手术部、无菌病房等净化空调系统中不得将其作为末级净化设施。
   2 空气热湿处理设备是指组合式空调、风机盘管机组、变风量末端等。
   4 由于空气净化装置的净化工作过程受环境影响较大，所以应设置报警装置在设备的净化功能失效时，能及时通知进行维护。
   5 高压静电空气净化装置为了防止在无空气流动时启动空气净化装置，造成空气处理设备内臭氧浓度过高而采取的技术措施，应设置与风机的联动。
7.5.12加湿装置的选择。
目前，常用的加湿装置有干蒸汽加湿器、电加湿器、高压喷雾加湿器、湿膜加湿器等。
   1 干蒸汽加湿器，具有加湿迅速、均匀、稳定，并不带水滴，有利于细菌的抑制等特点，因此，在有蒸汽源可利用时，宜优先考虑采用干蒸汽加湿器。干蒸汽加湿器所采用的蒸汽压力一般应小于0.1MPa。
   2 常用的电加湿器有电极式、电热式蒸汽加湿器。该加湿器具有蒸汽加湿的各项优点，且控制方便灵活，可以满足空调区对相对湿度允许波动范围要求严格的要求，但该类加湿器耗电量大，运行、维护费用较高。
   3 湿度要求不高是指相对湿度值不高或湿度控制精度要求不高的情况。
高压喷雾加湿器和湿膜加湿器等绝热加湿器具有耗电量低，初投资及运行费用低等优点，在普通民用建筑中得到广泛应用，但该类加湿易产生微生物污染，卫生要求较严格的空调区，如医院手术室等，不应采用。
   4 由于加湿处理后的空气，会影响室内空气质量，因此，加湿器的供水水质应符合卫生标准要求，可采用生活饮用水等。
7.5.13空调机房的设计。
空气处理机组安装在空调机房内，有利于日常维修和噪声控制。
空气处理机组安装在邻近所服务的空调区机房内，可减小空气输送能耗和风机压头，也可有效地减小机组噪声和水患的危害。新建筑设计时，应将空气处理机组安装在空调机房内，并留有必要的维修通道和检修空间；同时，宜避免由于机房面积的原因，机组的出风风管采用突然扩大的静压箱来改变气流方向，以导致机组风机压头损失较大，造成实际送风量小于设计风量的现象发生。

张培哲 · 2020-2-10 18:26:29

8 冷源与热源

8.1一般规定
8.2电动压缩式冷水机组
8.3热泵
8.4溴化锂吸收式机组
8.5空调冷热水及冷凝水系统
8.6冷却水系统
8.7蓄冷与蓄热
8.8区域供冷
8.9燃气冷热电三联供
8.10制冷机房
8.11锅炉房及换热机房

张培哲 · 2020-2-10 18:26:49

8.1一般规定

8.1.1供暖空调冷源与热源应根据建筑物规模、用途、建设地点的能源条件、结构、价格以及国家节能减排和环保政策的相关规定等，通过综合论证确定，并应符合下列规定：
   1 有可供利用的废热或工业余热的区域，热源宜采用废热或工业余热。当废热或工业余热的温度较高、经技术经济论证合理时，冷源宜采用吸收式冷水机组；
   2 在技术经济合理的情况下，冷、热源宜利用浅层地能、太阳能、风能等可再生能源。当采用可再生能源受到气候等原因的限制无法保证时，应设置辅助冷、热源；
   3 不具备本条第1、2款的条件，但有城市或区域热网的地区，集中式空调系统的供热热源宜优先采用城市或区域热网；
   4 不具备本条第1、2款的条件，但城市电网夏季供电充足的地区，空调系统的冷源宜采用电动压缩式机组；
   5 不具备本条第1款～4款的条件，但城市燃气供应充足的地区，宜采用燃气锅炉、燃气热水机供热或燃气吸收式冷(温)水机组供冷、供热；
   6 不具备本条第1款～5款条件的地区，可采用燃煤锅炉、燃油锅炉供热，蒸汽吸收式冷水机组或燃油吸收式冷(温)水机组供冷、供热；
   7 夏季室外空气设计露点温度较低的地区，宜采用间接蒸发冷却冷水机组作为空调系统的冷源；
   8 天然气供应充足的地区，当建筑的电力负荷、热负荷和冷负荷能较好匹配、能充分发挥冷、热、电联产系统的能源综合利用效率并经济技术比较合理时，宜采用分布式燃气冷热电三联供系统；
   9 全年进行空气调节，且各房间或区域负荷特性相差较大，需要长时间地向建筑物同时供热和供冷，经技术经济比较合理时，宜采用水环热泵空调系统供冷、供热；
   10 在执行分时电价、峰谷电价差较大的地区，经技术经济比较，采用低谷电价能够明显起到对电网“削峰填谷”和节省运行费用时，宜采用蓄能系统供冷供热；
   11 夏热冬冷地区以及干旱缺水地区的中、小型建筑宜采用空气源热泵或土壤源地源热泵系统供冷、供热；
   12 有天然地表水等资源可供利用、或者有可利用的浅层地下水且能保证100％回灌时，可采用地表水或地下水地源热泵系统供冷、供热；
   13 具有多种能源的地区，可采用复合式能源供冷、供热。
8.1.2 除符合下列条件之一外，不得采用电直接加热设备作为空调系统的供暖热源和空气加湿热源：
   1 以供冷为主、供暖负荷非常小，且无法利用热泵或其他方式提供供暖热源的建筑，当冬季电力供应充足、夜间可利用低谷电进行蓄热、且电锅炉不在用电高峰和平段时间启用时；
   2 无城市或区域集中供热，且采用燃气、用煤、油等燃料受到环保或消防严格限制的建筑；
   3 利用可再生能源发电，且其发电量能够满足直接电热用量需求的建筑；
   4 冬季无加湿用蒸汽源，且冬季室内相对湿度要求较高的建筑。
8.1.3公共建筑群同时具备下列条件并经技术经济比较合理时，可采用区域供冷系统：
   1 需要设置集中空调系统的建筑的容积率较高，且整个区域建筑的设计综合冷负荷密度较大；
   2 用户负荷及其特性明确；
   3 建筑全年供冷时间长，且需求一致；
   4 具备规划建设区域供冷站及管网的条件。
8.1.4符合下列情况之一时，宜采用分散设置的空调装置或系统：
   1 全年需要供冷、供暖运行时间较少，采用集中供冷、供暖系统不经济的建筑；
   2 需设空气调节的房间布置过于分散的建筑；
   3 设有集中供冷、供暖系统的建筑中，使用时间和要求不同的少数房间；
   4 需增设空调系统，而机房和管道难以设置的既有建筑；
   5 居住建筑。
8.1.5集中空调系统的冷水(热泵)机组台数及单机制冷量(制热量)选择，应能适应空调负荷全年变化规律，满足季节及部分负荷要求。机组不宜少于两台；当小型工程仅设一台时，应选调节性能优良的机型，并能满足建筑最低负荷的要求。
8.1.6选择电动压缩式制冷机组时，其制冷剂应符合国家现行有关环保的规定。
8.1.7选择冷水机组时，应考虑机组水侧污垢等因素对机组性能的影响，采用合理的污垢系数对供冷(热)量进行修正。
8.1.8空调冷(热)水和冷却水系统中的冷水机组、水泵、末端装置等设备和管路及部件的工作压力不应大于其额定工作压力。

条文说明
8.1一般规定
8.1.1供暖空调冷源与热源选择基本原则。
冷源与热源包括冷热水机组、建筑物内的锅炉和换热设备、直接蒸发冷却机组、多联机、蓄能设备等。
建筑能耗占我国能源总消费的比例已达27.6％，在建筑能耗中，暖通空调系统和生活热水系统耗能比例接近60％。公共建筑中，冷热源的能耗占空调系统能耗40％以上。当前各种机组、设备类型繁多，电制冷机组、溴化锂吸收式机组及蓄冷蓄热设备等各具特色，地源热泵、蒸发冷却等利用可再生能源或天然冷源的技术应用广泛。由于使用这些机组和设备时会受到能源、环境、工程状况使用时间及要求等多种因素的影响和制约，因此应客观全面地对冷热源方案进行技术经济比较分析，以可持续发展的思路确定合理的冷热源方案。
   1 热源应优先采用废热或工业余热，可变废为宝，节约资源和能耗。当废热或工业余热的温度较高、经技术经济论证合理时，冷源宜采用吸收式冷水机组，可以利用热源制冷。
   2 面对全球气候变化，节能减排和发展低碳经济成为各国共识。温家宝总理出席于2009年12月在丹麦哥本哈根举行的《联合国气候变化框架公约》，提出2020年中国单位国内生产总值二氧化碳排放比2005年下降40％～45％。随着《中华人民共和国可再生能源法》、《中华人民共和国节约能源法》、《民用建筑节能条例》、《可再生能源中长期发展规划》等一系列法规的出台，政府一方面利用大量补贴、税收优惠政策来刺激清洁能源产业发展；另一方面也通过法规，帮助能源公司购买、使用可再生能源。因此地源热泵系统、太阳能热水器等可再生能源技术应用的市场发展迅猛，应用广泛。但是，由于可再生能源的利用与室外环境密切相关，从全年使用角度考虑，并不是任何时候都可以满足应用需求的，因此当不能保证时，应设置辅助冷、热源来满足建筑的需求。
   3 北方地区，发展城镇集中热源是我国北方供热的基本政策，发展较快，较为普遍。具有城镇或区域集中热源时，集中式空调系统应优先采用。
   4 电动压缩式机组具有能效高、技术成熟、系统简单灵活、占地面积小等特点，因此在城市电网夏季供电充足的区域，冷源宜采用电动压缩式机组。
   5 对于既无城市热网，也没有较充足的城市供电的地区，采用电能制冷会受到较大的限制，如果其城市燃气供应充足的话，采用燃气锅炉、燃气热水机作为空调供热的热源和燃气吸收式冷(温)水机组作为空调冷源是比较合适的。
   6 既无城市热网，也无燃气供应的地区，集中空调系统只能采用燃煤或者燃油来提供空调热源和冷源。采用燃油时，可以采用燃油吸收式冷(温)水机组。采用燃煤时，则只能通过设置吸收式冷水机组来提供空调冷源。这种方式应用时，需要综合考虑燃油的价格和当地环保要求。
   7 在高温干燥地区，可通过蒸发冷却方式直接提供用于空调系统的冷水，减少了人工制冷的能耗，符合条件的地区应优先推广采用。通常来说，当室外空气的露点温度低于14℃～15℃时，采用间接式蒸发冷却方式，可以得到接近16℃的空调冷水来作为空调系统的冷源。直接水冷式系统包括水冷式蒸发冷却、冷却塔冷却、蒸发冷凝等。
   8 从节能角度来说，能源应充分考虑梯级利用，例如采用热、电、冷联产的方式。《中华人民共和国节约能源法》明确提出：“推广热电联产，集中供热，提高热电机组的利用率，发展热能梯级利用技术，热、电、冷联产技术和热、电、煤气三联供技术，提高热能综合利用率”。大型热电冷联产是利用热电系统发展供热、供电和供冷为一体的能源综合利用系统。冬季用热电厂的热源供热，夏季采用溴化锂吸收式制冷机供冷，使热电厂冬夏负荷平衡，高效经济运行。
   9 用水环路将小型的水／空气热泵机组并联在一起，构成一个以回收建筑物内部余热为主要特点的热泵供暖、供冷的空调系统。需要长时间向建筑物同时供热和供冷时，可节省能源和减少向环境排热。水环热泵空调系统具有以下优点：①实现建筑物内部冷、热转移；②可独立计量；③运行调节比较方便等，在需要长时间向建筑物同时供热和供冷时，它能够减少建筑外提供的供热量而节能。但由于水环热泵系统的初投资相对较大，且因为分散设置后每个压缩机的安装容量较小，使得COP值相对较低，从而导致整个建筑空调系统的电气安装容量相对较大，因此，在设计选用时，需要进行较细的分析。从能耗上看，只有当冬季建筑物内存在明显可观的冷负荷时，才具有较好的节能效果。
   10 蓄能系统的合理使用，能够明显提高城市或区域电网的供电效率，优化供电系统。同时，在分时电价较为合理的地区，也能为用户节省全年运行电费。为充分利用现有电力资源，鼓励夜间使用低谷电，国家和各地区电力部门制订了峰谷电价差政策。蓄冷空调系统对转移电力高峰，平衡电网负荷，有较大的作用。
   11 热泵系统属于国家大力提倡的可再生能源的应用范围，有条件时应积极推广。但是，对于缺水、干旱地区，采用地表水或地下水存在一定的困难，因此中、小型建筑宜采用空气源或土壤源热泵系统为主(对于大型工程，由于规模等方面的原因，系统的应用可能会受到一些限制)；夏热冬冷地区，空气源热泵的全年能效比较好，因此推荐使用；而当采用土壤源热泵系统时；中、小型建筑空调冷、热负荷的比例比较容易实现土壤全年的热平衡，因此也推荐使用。对于水资源严重短缺的地区，不但地表水或地下水的使用受到限制，集中空调系统的冷却水全年运行过程中水量消耗较大的缺点也会凸现出来，因此，这些地区不应采用消耗水资源的空调系统形式和设备(例如冷却塔、蒸发冷却等)，而宜采用风冷式机组。
   12 当天然水可以有效利用或浅层地下水能够确保100％回灌时，也可以采用地下水或地表水源地源热泵系统。
   13 由于可供空气调节的冷热源形式越来越多，节能减排的形势要求出现了多种能源形式向一个空调系统供能的状况，实现能源的梯级利用、综合利用、集成利用。当具有电、城市供热、天然气、城市煤气等多种人工能源以及多种可能利用的天然能源形式时，可采用几种能源合理搭配作为空调冷热源。如“电+气”、“电+蒸汽”等。实际上很多工程都通过技术经济比较后采用了复合能源方式，降低了投资和运行费用，取得了较好的经济效益。城市的能源结构若是几种共存，空调也可适应城市的多元化能源结构，用能源的峰谷季节差价进行设备选型，提高能源的一次能效，使用户得到实惠。
8.1.2电能作为直接热源的限制条件。强制性条文。
常见的采用直接电能供热的情况有：电热锅炉、电热水器、电热空气加热器、电极(电热)式加湿器等。合理利用能源、提高能源利用率、节约能源是我国的基本国策。考虑到国内各地区的具体情况，在只有符合本条所指的特殊情况时方可采用。
   1 夏热冬暖地区冬季供热时，如果没有区域或集中供热，那么热泵是一个较好的选择方案。但是，考虑到建筑的规模、性质以及空调系统的设置情况，某些特定的建筑，可能无法设置热泵系统。如果这些建筑冬季供热设计负荷很小(电热负荷不超过夏季供冷用电安装容量的20％且单位建筑面积的总电热安装容量不超过20W／m2)，允许采用夜间低谷电进行蓄热。同样，对于设置了集中供热的建筑，其个别局部区域(例如：目前在一些南方地区，采用内、外区合一的变风量系统且加热量非常低时——有时采用窗边风机及低容量的电热加热、建筑屋顶的局部水箱间为了防冻需求等)有时需要加热，如果为此单独设置空调热水系统可能难度较大或者条件受到限制或者投入非常高时，也允许局部采用。
   2 对于一些具有历史保护意义的建筑，或者位于消防及环保有严格要求无法设置燃气、燃油或燃煤区域的建筑，由于这些建筑通常规模都比较小，在迫不得已的情况下，也允许适当地采用电进行供热，但应在征求消防、环保等部门的规定意见后才能进行设计。
   3 如果该建筑内本身设置了可再生能源发电系统(例如利用太阳能光伏发电、生物质能发电等)，且发电量能够满足建筑本身的电热供暖需求，不消耗市政电能时，为了充分利用其发电的能力，允许采用这部分电能直接用于供热。
   4 在冬季无加湿用蒸汽源、但冬季室内相对湿度的要求较高且对加湿器的热惰性有工艺要求(例如有较高恒温恒湿要求的工艺性房间)，或对空调加湿有一定的卫生要求(例如无菌病房等)，不采用蒸汽无法实现湿度的精度要求或卫生要求时，才允许采用电极(或电热)式蒸汽加湿器。而对于一般的舒适型空调来说，不应采用电能作为空气加湿的能源。当房间因为工艺要求(例如高精度的珍品库房等)对相对湿度精度要求较高时，通常宜设置末端再热。为了提高系统的可靠性和可调性(同时这些房间可能也不允许末端带水)，可以适当的采用电为再热的热源。
8.1.3公共建筑群区域供冷系统应用条件。
本条文规定了公共建筑群区域供冷系统的应用条件。区域供冷系统供冷半径过长，必然导致输送能耗增加，其耗电输冷(热)比应符合第8.5.12条规定的限值。
   1 通常，设备的容量越大，运行能效也越高，当系统较大时，“系统能源综合利用率”比较好。对于区域内各建筑的逐时冷热负荷曲线差异性较大、且各建筑同时使用率比较低的建筑群，采用区域供冷、供热系统，自动控制系统合理时，集中冷热共用系统的总装机容量小于各建筑的装机容量叠加值，可以节省设备投资和供冷、供热的设备房面积。而专业化的集中管理方式，也可以提高系统能效。因此具有整个建筑群的安装容量较低、综合能效较好的特点，但是区域系统较大时，同样也可能导致输送能耗增加。因此采用区域供冷时，需要协调好两者的关系。从定性来看，当需要集中空调的建筑容积率比较高时，集中供冷系统的缺点在一定程度上得到了缓解，而其优点得到了一定程度的体现。从目前公共建筑的经验指标来看，对于除严寒地区外的大部分公共建筑来说，当需要集中空调的建筑容积率达到2．0以上时，其区域的“冷负荷密度”与建筑容积率为5～6的采用集中空调的单栋建筑是相当的。但是，对于严寒地区和夏热冬冷地区，由于建筑的性质以及不同地点气候的差异，有些建筑可能容积率很高但负荷密度并不大，因此，这些气候区域在是否决定采用区域供冷时，还需要采用所建设区域的“冷负荷密度(w／m2)”来评价，这样相当于同时设置了两个应用条件来限制。从目前的设计过程来看，是否采用区域供冷系统，通常都是在最初的方案论证阶段就需要决定的事。在方案阶段，区域的“冷负荷密度”还很难得到详细的数据，这时一般根据采用以前的一些经验指标来估算。因此也要求在此阶段对“冷负荷密度”的估算有比较高的准确性，设计人应在掌握充分的基础资料前提下来进行，而不能随意估算和确定。因此规定：使用区域供冷系统的建筑容积率在2.0以上，建筑设计综合冷负荷密度不低于60W／m2。
本条文提到的“设置集中空调系统的建筑的容积率”，其计算方法为：该区域所有设置集中空调系统的建筑的体积(地上部分)之和，与该区红线内的规划占地面积之比。
本条文提到的“设计综合冷负荷密度”，指的是：该区域设计状态下的综合冷负荷(即：区域供冷站的装机容量，包括考虑了同时使用系数等因素)，与该区域总建筑面积之比。
   2 实践表明：区域供冷的能效是否合理，在很大程度上还取决于该区域的建筑(用户)是否都能够接受区域供冷的方式。如果区域供冷系统建造完成后实际用户不多，那么很难发挥其优势，反而会体现出能耗较大等不足。因此在此提出了相关的用户要求。
   3 当区域内的建筑全年有较长的供冷季节性需求，且各建筑的需求比较一致时，采用区域供冷能够提高设备和系统的使用率，有利于发挥区域供冷的优点。
   4 由于区域供冷系统的供冷站和区域管网的建设工程量大，作为整个区域建设规划的一项重要工程，应在区域规划设计阶段予以考虑，因此，规划中需要具备规划建设区域供冷站及管网的条件。
8.1.4空调装置或系统分散设置情况。
这里提到的分散设置的空调装置或系统，主要指的是分散独立设置的蒸发冷却方式或直接膨胀式空调系统(或机组)。直接膨胀式与蒸发冷却式空调系统(或机组)，在功能上存在一定的区别：直接膨胀式采用的是冷媒通过制冷循环而得到需要的空调冷、热源或空调冷、热风；而蒸发冷却式则主要依靠天然的干燥冷空气或天然的低温冷水来得到需要的空调冷、热源或空调冷、热风，在这一过程中没有制冷循环的过程。直接膨胀式又包括了风冷式和水冷式两类(但不包括采用了集中冷却塔的水环热泵系统)。
当建筑全年供冷需求的运行时间较少时，如果采用设置冷水机组的集中供冷空调系统，会出现全年集中供冷系统设备闲置时间长的情况，导致系统的经济性较差；同理，如果建筑全年供暖需求的时间少，采用集中供暖系统也会出现类似情况。因此，如果集中供冷、供暖的经济性不好，宜采用分散式空调系统。从目前情况看：建议可以以全年供冷运行季节时间3个月(非累积小时)和年供暖运行季节时间2个月，来作为上述的时间分界线。当然，在有条件时，还可以采用全年负荷计算与分析方法，或者通过供冷与供暖的“度日数”等方法，通过经济分析来确定。
分散设置的空调系统，虽然设备安装容量下的能效比低于集中设置的冷(热)水机组或供热、换热设备，但其使用灵活多变，可适应多种用途、小范围的用户需求。同时，由于它具有容易实现分户计量的优点，能对行为节能起到促进作用。
对于既有建筑增设空调系统时，如果设置集中空调系统，在机房、管道设置方面存在较大的困难时，分散设置空调系统也是一个比较好的选择。
8.1.5集中空调系统的冷水机组台数及单机制冷量要求。
在大中型公共建筑中，或者对于全年供冷负荷需求变化幅度较大的建筑，冷水(热泵)机组的台数和容量的选择，应根据冷(热)负荷大小及变化规律而定，单台机组制冷量的大小应合理搭配，当单机容量调节下限的制冷量大于建筑物的最小负荷时，可选1台适合最小负荷的冷水机组，在最小负荷时开启小型制冷系统满足使用要求，这已在许多工程中取得很好的节能效果。如果每台机组的装机容量相同，此时也可以采用一台变频调速机组的方式。
对于设计冷负荷大于528kW以上的公共建筑，机组设置不宜少于2台，除可提高安全可靠性外，也可达到经济运行的目的。因特殊原因仅能设置1台时，应采用可靠性高，部分负荷能效高的机组。
8.1.6电动压缩式机组制冷剂要求。
大气臭氧层消耗和全球气候变暖是与空调制冷行业相关的两项重大环保问题。单独强调制冷剂的消耗臭氧层潜能值(ODP)或全球变暖潜能值(GWP)都是不全面与科学的。国标《制冷剂编号方法和安全性分类》GB／T 7778定义了制冷剂的环境指标。
8.1.7冷水机组的冷(热)量修正。
由于实际工程中的水质与机组标准工况所规定的水质可能存在区别，而结垢对机组性能的影响很大。因此，当实际使用的水质与标准工况下所规定的水质条件不一致时，应进行修正。一般来说，机组运行保养较好时(例如采用在线清洁等方式)，水质条件较好，修正系数可以忽略；当设计时预计到机组的运行保养可能不及时或水质较差等不利因素时，宜对污垢系数进行适当的修正。
溴化锂吸收式机组由于运行管理等方面原因，有可能出现真空度不够和腐蚀的情况，对产品的实际性能产生一定的影响，设计中需要予以考虑。
8.1.8空调冷热水和冷却水系统防超压。强制性条文。
保证设备在实际运行时的工作压力不超过其额定工作压力，是系统安全运行的必须要求。
当由于建筑高度等原因，导致冷(热)系统的工作压力可能超过设备及管路附件的额定工作压力时，采取的防超压措施可能包括以下内容：当冷水机组进水口侧承受的压力大于所选冷水机组蒸发器的承压能力时，可将水泵安装在冷水机组蒸发器的出水口侧，降低冷水机组的工作压力；选择承压更高的设备和管路及部件；空调系统竖向分区。空调系统竖向分区也可采用分别设置高、低区冷热源，高区采用换热器间接连接的闭式循环水系统，超压部分另设置自带冷热源的风冷设备等。
当冷却塔高度有可能使冷凝器、水泵及管路部件的工作压力超过其承压能力时，应采取的防超压措施包括：降低冷却塔的设置位置，选择承压更高的设备和管路及部件等。当仅冷却塔集水盘或集水箱高度大于冷水机组进水口侧承受的压力大于所选冷水机组冷凝器的承压能力时，可将水泵安装在冷水机组的出水口侧，减少冷水机组的工作压力。当冷却塔安装位置较低时，冷却水泵宜设置在冷凝器的进口侧，以防止高差不足水泵负压进水。

张培哲 · 2020-2-10 18:27:11

8.2电动压缩式冷水机组

8.2.1选择水冷电动压缩式冷水机组类型时，宜按表8.2.1中的制冷量范围，经性能价格综合比较后确定。

表8.2.1水冷式冷水机组选型范围

8.2.2电动压缩式冷水机组的总装机容量，应根据计算的空调系统冷负荷值直接选定，不另作附加；在设计条件下，当机组的规格不能符合计算冷负荷的要求时，所选择机组的总装机容量与计算冷负荷的比值不得超过1.1。
8.2.3冷水机组的选型应采用名义工况制冷性能系数(COP)较高的产品，并同时考虑满负荷和部分负荷因素，其性能系数应符合现行国家标准《公共建筑节能设计标准》GB 50189的有关规定。
8.2.4电动压缩式冷水机组电动机的供电方式应符合下列规定：
   1 当单台电动机的额定输入功率大于1200kW时，应采用高压供电方式；
   2 当单台电动机的额定输入功率大于900kW而小于或等于1200kW时，宜采用高压供电方式；
   3 当单台电动机的额定输入功率大于650kW而小于或等于900kW时，可采用高压供电方式。
8.2.5采用氨作制冷剂时，应采用安全性、密封性能良好的整体式氨冷水机组。

[size=1.2em]条文说明

[size=1.2em]8.2电动压缩式冷水机组
8.2.1水冷电动压缩式冷水机组制冷量范围划分。
本条对目前生产的水冷式冷水机组的单机制冷量做了大致的划分，提供选型时参考。
   1 表中对几种机型制冷范围的划分，主要是推荐采用较高性能参数的机组，以实现节能。
   2 螺杆式和离心式之间有制冷量相近的型号，可通过性能价格比，选择合适的机型。
   3 往复式冷水机组因能效低已很少使用，故未列入本表。
8.2.2冷水机组总装机容量确定要求。强制性条文。
从实际情况来看，目前几乎所有的舒适性集中空调建筑中，都不存在冷源的总供冷量不够的问题，大部分情况下，所有安装的冷水机组一年中同时满负荷运行的时间没有出现过，甚至一些工程所有机组同时运行的时间也很短或者没有出现过。这说明相当多的制冷站房的冷水机组总装机容量过大，实际上造成了投资浪费。同时，由于单台机组装机容量也同时增加，还导致了其在低负荷工况下运行，能效降低。因此，对设计的装机容量做出了本条规定。
目前大部分主流厂家的产品，都可以按照设计冷量的需求来提供冷水机组，但也有一些产品采用的是“系列化或规格化”生产。为了防止冷水机组的装机容量选择过大，本条对总容量进行了限制。
对于一般的舒适性建筑而言，本条规定能够满足使用要求。对于某些特定的建筑必须设置备用冷水机组时(例如某些工艺要求必须24小时保证供冷的建筑等)，其备用冷水机组的容量不统计在本条规定的装机容量之中。
值得注意的是：本条提到的比值不超过1.1，是一个限制值。设计人员不应理解为选择设备时的“安全系数”。
8.2.3冷水机组制冷性能系数要求。
冷水机组名义工况制冷性能系数(COP)是指在下表温度条件下，机组以同一单位标准的制冷量除以总输入电功率的比值。
本条提出在机组选型时，除考虑满负荷运行时性能系数外，还应考虑部分负荷时的性能系数。实践证明，冷水机组满负荷运行率相对较少，大部分时间是在部分负荷下运行。由于绝大部分项目采用多台冷水机组，根据ARI Standard 550／590标准D2的叙述：“在多台冷水机组系统中的各个单台冷水机组是要比单台冷水机组系统中的单台冷水机组更接近高负荷运行”，故机组的高负荷下的COP具有代表意义。

[size=1.2em]表7名义工况时的温度条件

[size=1.2em]《公共建筑节能设计标准》GB 50189-2005第5.4.5条和5.4.6条分别对COP、IPLV进行了规定，第5.4.8条对单元式空调机最低性能系数进行了规定，本规范应符合其规定。有条件时，鼓励使用《冷水机组能效限定值及能源效率等级》GB 19577规定的1、2级能效的机组。推荐使用比最低性能系数(COP)提高1个能效等级的冷水机组。主要是考虑了国家的节能政策和我国产品现有水平，鼓励国产机组尽快提高技术水平。
IPLV应用过程中需注意以下问题：
   1 1PLV重点在于产品性能的评价和比较，应用时不宜直接采用IPLV对某个实际工程的机组全年能耗进行评价。机组能耗与机组的运行时间、机组负荷、机组能效三要素相关。在单台机组承担空调系统负荷前提下，单台机组的IPLV高，其全年能耗不一定低。
   2 实际工程中采用多台机组时，对于单台机组来说，其全年的低负荷率及低负荷运行的时间是不一样的。台数越多，且采用群控方式运行时，其单台的全年负荷率越高。故单台冷水机组在各种机组负荷下运行时间百分比，与IPLV中各种机组负荷下运行时间百分比会存在较大的差距。
   3 各地区气象条件差异较大，因此对不同的工程，需要结合建筑负荷和室外气象条件进行分析。
8.2.4冷水机组电动机供电方式要求。
   1 大型项目需要大型或特大型冷水机组，因其电动机额定输入功率较大，故运行电流较大，导致电缆或母排因截面较大不利于其接头安装。采用高压电机，可以减小运行电流以及电缆和母排的铜损、铁损。由于减少低压变压器的装机容量，因此也减少了低压变压器的损耗和投资。但是高压冷水机组价格较高，高压电缆和母排的安全等级较高也会使相应投资的增加。
   2 本条提到的高压，是指电压在380V至10kV的供电方式。目前电动压缩式冷水机组的电动机主要采用10kV、6kV和380V三种电压。由于350kV和10kV是常见的外网供电电压，若10kV外网供电，可直接采用10kV电机；若350kV外网供电，可采用两种变压器(350kV／10kV)和(350kV／6kV)。由于常见电压为10kV，故采用1OkV电机较多。由于绝大多数空调设备(水泵、风机、空调末端等)是380V供电，因此需要大量的低压变压设备(10kV／380V)或(6kV／380V)，380V的冷水机组的供电容量占空调系统的供电容量比例很小，可不设专用变压器。但是高压冷水机组价格高，高压电缆和母排的安全等级高造成相应的投资增加，且380V的冷水机组技术成熟、价格低、运行管理方便、维修成本低，因此广泛应用于运行电流较小的中、小型项目中。
   3 考虑到目前国内高压冷水机组的电机型号少且存在多种压缩机型号配一个高压电机型号的现象，使得客观上出现了最佳性价比的机组少，高能效机组少的情况；并且高压冷水机组要求空调工操作管理高压电器设备，并且电机的防护等级提高，因此运行管理水平要求较高。因此本规定主要是依据电力部门和强电设计师的要求，并结合目前已有的产品情况，对不同电机容量作了不同程度的要求。
8.2.5氨冷水机组要求。强制性条文。
由于在制冷空调用制冷剂中，碳氟化合物对大气臭氧层消耗或全球气候变暖有不利的影响，因此多国科研人员加紧对“天然”制冷剂的研究。随着氨制冷的工艺水平和研发技术不断提高，氨制冷的应用项目和范围将不断扩大。因此本规范仍然保留了关于氨制冷方面的内容。
由于氨本身为易燃易爆品，在民用建筑空调系统中应用时，需要引起高度的重视。因此本条文从应用的安全性方面提出了相关的要求。

张培哲 · 2020-2-10 18:27:35

8.3热泵

[size=1.2em]8.3.1空气源热泵机组的性能应符合国家现行相关标准的规定，并应符合下列规定：
   1 具有先进可靠的融霜控制，融霜时间总和不应超过运行周期时间的20％；
   2 冬季设计工况时机组性能系数(COP)，冷热风机组不应小于1.80，冷热水机组不应小于2.00；
   3 冬季寒冷、潮湿的地区，当室外设计温度低于当地平衡点温度，或对于室内温度稳定性有较高要求的空调系统，应设置辅助热源；
   4 对于同时供冷、供暖的建筑，宜选用热回收式热泵机组。
注：冬季设计工况下的机组性能系数是指冬季室外空调计算温度条件下，达到设计需求参数时的机组供热量(W)与机组输入功率(W)的比值。
8.3.2空气源热泵机组的有效制热量应根据室外空调计算温度，分别采用温度修正系数和融霜修正系数进行修正。
8.3.3空气源热泵或风冷制冷机组室外机的设置，应符合下列规定：
   1 确保进风与排风通畅，在排出空气与吸入空气之间不发生明显的气流短路；
   2 避免受污浊气流影响；
   3 噪声和排热符合周围环境要求；
   4 便于对室外机的换热器进行清扫。
8.3.4地埋管地源热泵系统设计时，应符合下列规定：
   1 应通过工程场地状况调查和对浅层地能资源的勘察，确定地埋管换热系统实施的可行性与经济性；
   2 当应用建筑面积在5000m2以上时，应进行岩土热响应试验，并应利用岩土热响应试验结果进行地埋管换热器的设计；
   3 地埋管的埋管方式、规格与长度，应根据冷(热)负荷、占地面积、岩土层结构、岩土体热物性和机组性能等因素确定；
   4 地埋管换热系统设计应进行全年供暖空调动态负荷计算，最小计算周期宜为1年。计算周期内，地源热泵系统总释热量和总吸热量宜基本平衡；
   5 应分别按供冷与供热工况进行地埋管换热器的长度计算。当地埋管系统最大释热量和最大吸热量相差不大时，宜取其计算长度的较大者作为地埋管换热器的长度；当地埋管系统最大释热量和最大吸热量相差较大时，宜取其计算长度的较小者作为地埋管换热器的长度，采用增设辅助冷(热)源，或与其他冷热源系统联合运行的方式，满足设计要求；
   6 冬季有冻结可能的地区，地埋管应有防冻措施。
8.3.5地下水地源热泵系统设计时，应符合下列规定：
   1 地下水的持续出水量应满足地源热泵系统最大吸热量或释热量的要求；地下水的水温应满足机组运行要求，并根据不同的水质采取相应的水处理措施；
   2 地下水系统宜采用变流量设计，并根据空调负荷动态变化调节地下水用量；
   3 热泵机组集中设置时，应根据水源水质条件确定水源直接进入机组换热器或另设板式换热器间接换热；
   4 应对地下水采取可靠的回灌措施，确保全部回灌到同一含水层，且不得对地下水资源造成污染。
8.3.6江河湖水源地源热泵系统设计时，应符合下列规定：
   1 应对地表水体资源和水体环境进行评价，并取得当地水务主管部门的批准同意。当江河湖为航运通道时，取水口和排水口的设置位置应取得航运主管部门的批准；
   2 应考虑江河的丰水、枯水季节的水位差；
   3 热泵机组与地表水水体的换热方式应根据机组的设置、水体水温、水质、水深、换热量等条件确定；
   4 开式地表水换热系统的取水口，应设在水位适宜、水质较好的位置，并应位于排水口的上游，远离排水口；地表水进入热泵机组前，应设置过滤、清洗、灭藻等水处理措施，并不得造成环境污染；
   5 采用地表水盘管换热器时，盘管的形式、规格与长度，应根据冷(热)负荷、水体面积、水体深度、水体温度的变化规律和机组性能等因素确定；
   6 在冬季有冻结可能的地区，闭式地表水换热系统应有防冻措施。
8.3.7海水源地源热泵系统设计时，应符合下列规定：
   1 海水换热系统应根据海水水文状况、温度变化规律等进行设计；
   2 海水设计温度宜根据近30年取水点区域的海水温度确定；
   3 开式系统中的取水口深度应根据海水水深温度特性进行优化后确定，距离海底高度宜大于2.5m；取水口应能抵抗大风和海水的潮汐引起的水流应力；取水口处应设置过滤器、杀菌及防生物附着装置；排水口应与取水口保持一定的距离；
   4 与海水接触的设备及管道，应具有耐海水腐蚀性能，应采取防止海洋生物附着的措施；中间换热器应具备可拆卸功能；
   5 闭式海水换热系统在冬季有冻结可能的地区，应采取防冻措施。
8.3.8污水源地源热泵系统设计时，应符合下列规定：
   1 应考虑污水水温、水质及流量的变化规律和对后续污水处理工艺的影响等因素；
   2 采用开式原生污水源地源热泵系统时，原生污水取水口处设置的过滤装置应具有连续反冲洗功能，取水口处污水量应稳定；排水口应位于取水口下游并与取水口保持一定的距离；
   3 采用开式原生污水源地源热泵系统设中间换热器时，中间换热器应具备可拆卸功能；原生污水直接进入热泵机组时，应采用冷媒侧转换的热泵机组，且与原生污水接触的换热器应特殊设计。
   4 采用再生水污水源热泵系统时，宜采用再生水直接进入热泵机组的开式系统。
8.3.9水环热泵空调系统的设计，应符合下列规定：
   1 循环水水温宜控制在15℃～35℃；
   2 循环水宜采用闭式系统。采用开式冷却塔时，宜设置中间换热器；
   3 辅助热源的供热量应根据冬季白天高峰和夜间低谷负荷时的建筑物的供暖负荷、系统内区可回收的余热等，经热平衡计算确定。辅助热源的选择原则应符合本规范第8.1.1条规定；
   4 水环热泵空调系统的循环水系统较小时，可采用定流量运行方式；系统较大时，宜采用变流量运行方式。当采用变流量运行方式时，机组的循环水管道上应设置与机组启停连锁控制的开关式电动阀；
   5 水源热泵机组应采取有效的隔振及消声措施，并满足空调区噪声标准要求。

[size=1.2em]条文说明

[size=1.2em]8.3热泵
8.3.1空气源热泵机组选择原则。
《公共建筑节能设计标准》GB 50189-2005第5.4.5条对风冷热泵COP限值进行了规定，本规范应符合其规定。
本条提出选用空气源热泵冷(热)水机组时应注意的问题：
   1 空气源热泵的单位制冷量的耗电量较水冷冷水机组大，价格也高，为降低投资成本和运行费用，应选用机组性能系数较高的产品，并应满足国家现行《公共建筑节能设计标准》GB 50189的规定。此外，先进科学的融霜技术是机组冬季运行的可靠保证。机组在冬季制热运行时，室外空气侧换热盘管低于露点温度时，换热翅片上就会结霜，会大大降低机组运行效率，严重时无法运行，为此必须除霜。除霜的方法有很多，最佳的除霜控制应判断正确，除霜时间短，融霜修正系数高。近年来各厂家为此都进行了研究，对于不同气候条件采用不同的控制方法。设计选型时应对此进行了解，比较后确定。
   2 空气源热泵机组比较适合于不具备集中热源的夏热冬冷地区。对于冬季寒冷、潮湿的地区使用时必须考虑机组的经济性和可靠性。室外温度过低会降低机组制热量；室外空气过于潮湿使得融霜时间过长，同样也会降低机组的有效制热量，因此我们必须计算冬季设计状态下机组的COP，当热泵机组失去节能上的优势时就不宜采用。这里对于性能上相对较有优势的空气源热泵冷热水机组的COP限定为2．00；对于规格较小、直接膨胀的单元式空调机组限定为1.80。
   3 空气源热泵的平衡点温度是该机组的有效制热量与建筑物耗热量相等时的室外温度。当这个温度比建筑物的冬季室外计算温度高时，就必须设置辅助热源。
空气源热泵机组在融霜时机组的供热量就会受到影响，同时会影响到室内温度的稳定度，因此在稳定度要求高的场合，同样应设置辅助热源。设置辅助热源后，应注意防止冷凝温度和蒸发温度超出机组的使用范围。辅助加热装置的容量应根据在冬季室外计算温度情况下空气源热泵机组有效制热量和建筑物耗热量的差值确定。
   4 带有热回收功能的空气源热泵机组可以把原来排放到大气中的热量加以回收利用，提高了能源利用效率，因此对于有同时供冷、供热要求的建筑应优先采用。
8.3.2空气源热泵机组制热量计算。
空气源热泵机组的冬季制热量会受到室外空气温度、湿度和机组本身的融霜性能的影响，在设计工况下的制热量通常采用下式计算：

[size=1.2em]

[size=1.2em]式中;Q——机组设计工况下的制热量（kW）；
q——产品标准工况下的制热量（标准工况：室外空气干球温度7℃、湿球温度6℃）（kW）；

——使用地区室外空调计算干球温度修正系数，按产品样本选取；

——机组融霜修正系数，应根据生产厂家提供的数据修正；当无数据时，可按每小时融霜一次取0.9，两次取0.8。
注：每小时融霜次数可按所选机组融霜控制方式、冬季室外计算温度、湿度选取，或向厂家咨询。对于多联机空调系统，还要考虑管长的修正。
8.3.3空气源热泵室外机或风冷制冷机组设置要求。
本条提出的内容是空气源热泵或风冷制冷机组室外机设置时必须注意的几个问题：
   1 空气源热泵机组的运行效率，很大程度上与室外机与大气的换热条件有关。考虑主导风向、风压对机组的影响，机组布置时避免产生热岛效应，保证室外机进、排风的通畅，防止进、排风短路是布置室外机时的基本要求。当受位置条件等限制时，应创造条件，避免发生明显的气流短路；如设置排风帽，改变排风方向等方法，必要时可以借助于数值模拟方法辅助气流组织设计。此外，控制进、排风的气流速度也是有效地避免短路的一种方法；通常机组进风气流速度宜控制在1.5 m／s～2.0 m／s，排风口的排气速度不宜小于7m／s。
   2 室外机除了避免自身气流短路外，还应避免其他外部含有热量、腐蚀性物质及油污微粒等排放气体的影响，如厨房油烟排气和其他室外机的排风等。
   3 室外机运行会对周围环境产生热污染和噪声影响，因此室外机应与周围建筑物保持一定的距离，以保证热量有效扩散和噪声自然衰减。对周围建筑物产生噪声干扰，应符合国家现行标准《声环境质量标准》GB 3096的要求。
   4 保持室外机换热器清洁可以保证其高效运行，很有必要为室外机创造清扫条件。
8.3.4地埋管地源热泵系统设计基本要求。部分强制性条文。
   1 采用地埋管地源热泵系统首先应根据工程场地条件、地质勘察结果，评估埋地管换热系统实施的可行性与经济性。
   2 利用岩土热响应试验进行地埋管换热器设计，是将岩土综合热物性参数、岩土初始平均温度和空调冷热负荷输入专业软件，在夏季工况和冬季工况运行条件下进行动态耦合计算，通过控制地埋管换热器夏季运行期间出口最高温度和冬季运行期间进口最低温度，进行地埋管换热器设计。
   3 采用地埋管地源热泵系统，埋管换热系统是成败的关键。这种系统的计算与设计较为复杂，地埋管的埋管形式、数量、规格等必须根据系统的换热量、埋管占地面积、岩土体的热物理特性、地下岩土分布情况、机组性能等多种因素确定。
   4 地源热泵地埋管系统的全年总释热量和总吸热量(单位：kWh)应基本平衡。对于地下水径流流速较小的地埋管区域，在计算周期内，地源热泵系统总释热量和总吸热量应平衡。两者相差不大指两者的比值在0.8～1.25之间。对于地下水径流流速较大的地埋管区域，地源热泵系统总释热量和总吸热量可以通过地下水流动(带走或获取热量)取得平衡。地下水的径流流速的大小区分原则：1个月内，地下水的流动距离超过沿流动方向的地埋管布置区域的长度为较大流速；反之为较小流速。
   5 地埋管系统全年总释热量和总吸热量的平衡，是确保土壤全年热平衡的关键要求。地源热泵地埋管系统的设计，决定系统实时供冷量(或供热量)的关键技术之一在于地埋管与土壤的换热能力。因此，应分别计算夏季设计冷负荷与冬季设计热负荷情况下对地埋管长度的要求。
   1)当地埋管系统的全年总释热量和总吸热量平衡(或基本平衡)时，就一般的设计原则而言，可以按照该系统作为建筑唯一的冷、热源来考虑，如果这时按照供冷和供热工况分别计算出的地埋管长度相同，说明系统夏季最大供冷量和冬季最大供热量刚好分别能够与建筑的夏季的设计冷负荷和冬季的设计热负荷相一致，则是最理想的；但由于不同的地区气候条件以及建筑的性质不同，大多数建筑无法做到这一点。因此，在此种情况下，应该按照供冷和供热工况分别计算出的两个地埋管长度中的较大者采用，才能保证系统作为唯一的冷、热源而满足全年的要求。
   2)当地埋管系统的总释热量和总吸热量无法平衡时，不能将该系统作为建筑唯一的冷、热源(否则土壤年平均温度将发生变化)，而应该设置相应的辅助冷源或热源。在这种情况下，如果还按照上述计算的地埋管长度的较大者来选择，显然是没有必要的，只是一种浪费。因此这时宜按照上述计算的地埋管长度的较小者来作为设计长度。举例说明：如果是供冷工况下的计算长度较小，则说明需要增加辅助热源来保证供热工况下的需求；反之则增加冷却塔等设备将一部分热量排至大气之中而减少对土壤的排热。当然，还可采用其他冷热源与地源热泵系统联合运行的方法解决，通过检测地下土壤温度，调整运行策略，保证整个冷热源系统全年高效率运行。地源热泵系统与其他常规能源系统联合运行，也可以减少系统造价和占地面积，其他系统主要用于调峰。
   6 对于冬季有可能发生管道冻结的场所，需要采取合理的防冻措施，例如采用乙二醇溶液等。
8.3.5地下水地源热泵系统设计要求。部分强制性条文。
本条针对采用地下水地源热泵系统时提出的基本要求：
   1 地下水使用应征得当地水资源管理部门的同意。必须通过工程现场的水文地质勘察、试验资料，获取地下水资源详细数据，包括连续供水量、水温、地下水径流方向、分层水质、渗透系数等参数。有了这些资料才能判定地下水的可用性。
水源热泵机组的正常运行对地下水的水质有一定的要求。为满足水质要求可采用具有针对性的处理方法，如采用除砂器、除垢器、除铁处理等。正确的水处理手段是保证系统正常运行的前提，不容忽视。
   2 采用变流量设计是为了尽量减少地下水的用量和减少输送动力消耗。但要注意的是：当地下水采用直接进入机组的方式时，应满足机组对最小水量的限制要求和最小水量变化速率的要求，这一点与冷水机组变流量系统的要求相同。
   3 地下水直接进入机组还是通过换热器后间接进入机组，需要根据多种因素确定：水质、水温和维护的方便性。水质好的地下水宜直接进入机组，反之采用间接方法；维护简单工作量不大时采用直接方法；地下水直接进入机组有利于提高机组效率。因此设计人员可通过技术经济分析后确定。
   4 强制性条款：为了保护宝贵的地下水资源，要求采用地下水全部回灌到同一含水层，并不得对地下水资源造成污染。为了保证不污染地下水，应采用封闭式地下水采集、回灌系统。在整个地下水的使用过程中，不得设置敞开式的水池、水箱等作为地下水的蓄存装置。
8.3.6江河湖水源地源热泵系统设计基本要求。
   1 水源热泵机组采用地表水作为热源时，应对地表水体资源进行环境影响评估，以防止水体的温度变化过大而破坏生态平衡。一般情况下，水体的温度变化应限制在周平均最大温升不大于1℃，周平均最大温降不大于2℃的范围内。此外，地表水是一种资源，水资源利用必须获得各有关部门的批准，如水务部门和航运主管部门等。
   2 由于江河的丰水、枯水季节水位变化较大，过大的水位差除了造成取水困难外，输送动力的增加也是不可小视，所以要进行技术经济比较后确定是否采用。
   3 热泵机组与地表水水体的换热方式有闭式与开式两种：
当地表水体环境保护要求高，或水质复杂且水体面积较大、水位较深，热泵机组分散布置且数量众多(例如采用单元式空调机组)时，宜通过沉于地表水下的换热器与地表水进行热交换，采用闭式地表水换热系统。当换热量较大，换热器的布置影响到水体的正常使用时不宜采用闭式地表水换热系统。
当地表水体水质较好，或水体深度、温度等条件不适宜于采用闭式地表水换热系统时，宜采用开式地表水换热系统。直接从水体抽水和排水。开式系统应注意过滤、清洗、灭藻等问题。
   4 为了避免取水与排水短路，开式地表水换热系统的取水口应选择水位较深、水质较好的位置且远离排水口，同时根据具体情况确定取水口与排水口的距离。当采用具有较好流动性的江、河水时，取水口应位于排水口的上游；如果采用平时流动性较差甚至不流动的水库、湖水时，取水口与排水口的距离应较大。为了保证热泵机组和系统的高效运行，地表水进入机组之前应采取相应的水处理措施；但需要注意的是：为了防止对地表水的污染，水处理措施应采用“非化学”方式，并符合环境的要求(例如环评报告等)。
   6 防冻措施与8.3.4条相同。
8.3.7海水源地源热泵系统设计要求。
海水源地源热泵系统，本质上属于地表水的范畴，因此对其的设计要求可以参照8.3.6条及其条文说明。但因为海水的特殊性，本规范在此专门提出了要求：
   1 海水有一定的腐蚀性，沿海区域一般不宜采用地下水地源热泵，以防止海水侵蚀陆地、地层沉降及建筑物地基下沉等；开式系统应控制使用后的海水温度指标和含氯浓度，以免影响海洋生态环境；此外还需要考虑到设备与管道的耐腐蚀问题。
   3 海水由于潮汐的影响，会对系统产生一定的水流应力。
   4 接触海水的管道和设备容易附着海洋生物，对海水的输送和利用有一定影响。
为了防止由于水处理造成对海水的污染，对海水进行过滤、杀菌等水处理措施时，应采用物理方法。
   5 防冻措施与8.3.4条相同。
8.3.8污水源地源热泵系统设计要求。
同海水源地源热泵系统或地表水地源热泵系统一样，污水源地源热泵系统的设计在满足相关规定的同时，还要注意其特殊性——对污水的性质和水质处理要求的不同，会导致系统设计上存在一定的区别。
8.3.9水环热泵空调系统设计要求。
   1 水环热泵的水温范围是根据目前的产品要求、冷却塔能力和系统设计中的相关情况来综合提出的。设计时，应注意采用合理的控制方式来保持水温。
   2 水环热泵的循环水系统是构成整个系统的基础。由于热泵机组换热器对循环水的水质要求较高，适合采用闭式系统。如果采用开式冷却塔，最好也设置中间换热器使循环水系统构成闭式系统。需要注意的是：设置换热器之后会导致夏季冷却水温偏高，因此对冷却水系统(包括冷却塔)的能力，热泵的适应性以及实际运行工况，都应进行校核计算。当然，如果经过开式冷却塔后的冷却水水质能够得到保证，也可以直接将其送至水环热泵机组之中，这样可以提高整个系统的运行效率——需要提醒注意的是：如果开式冷却塔的安装高度低于水环热泵机组的安装高度，则应设置中间换热器，否则高处的热泵机组会“倒空”。
   3 当冬季的热负荷较大时，需要设置辅助热源。辅助热源的选择原则应符合本规范8．1．1条规定。在计算辅助热源的安装容量时，应考虑到系统内各种发热源(例如热泵机组的制冷电耗、空调内区冷负荷等等)。
   4 从保护热泵机组的角度来说，机组的循环水流量不应实时改变。当建筑规模较小(设计冷负荷不超过527kW)时，循环水系统可直接采用定流量系统。对于建筑规模较大时，为了节省水泵的能耗，循环水系统宜采用变流量系统。为了保证变流量系统中机组定流量的要求，机组的循环水管道上应设置与机组启停连锁控制的开关式电动阀；电动阀应先于机组打开，后于机组关闭。
   5 水环热泵机组目前有两种方式：整体式和分体式。在整体式中，由于压缩机随机组设置在室内，因此需要关注室内或使用地点的噪声问题。

张培哲 · 2020-2-10 18:27:53

8.4溴化锂吸收式机组

8.4.1采用溴化锂吸收式冷(温)水机组时，其使用的能源种类应根据当地的资源情况合理确定；在具有多种可使用能源时，宜按照以下优先顺序确定：
   1 废热或工业余热；
   2 利用可再生能源产生的热源；
   3 矿物质能源优先顺序为天然气、人工煤气、液化石油气、燃油等。
8.4.2溴化锂吸收式机组的机型应根据热源参数确定。除第8.4.1条第1款、第2款和利用区域或市政集中热水为热源外．矿物质能源直接燃烧和提供热源的溴化锂吸收式机组均不应采用单效型机组。
8.4.3选用直燃式机组时，应符合下列规定：
   1 机组应考虑冷、热负荷与机组供冷、供热量的匹配，宜按满足夏季冷负荷和冬季热负荷的需求中的机型较小者选择；
   2 当机组供热能力不足时，可加大高压发生器和燃烧器以增加供热量，但其高压发生器和燃烧器的最大供热能力不宜大于所选直燃式机组型号额定热量的50％；
   3 当机组供冷能力不足时，宜采用辅助电制冷等措施。
8.4.4吸收式机组的性能参数应符合现行国家标准《公共建筑节能设计标准》GB 50189的有关规定。采用供冷(温)及生活热水三用型直燃机时，尚应满足下列要求：
   1 完全满足冷(温)水及生活热水日负荷变化和季节负荷变化的要求；
   2 应能按冷(温)水及生活热水的负荷需求进行调节；
   3 当生活热水负荷大、波动大或使用要求高时，应设置储水装置，如容积式换热器、水箱等。若仍不能满足要求的，则应另设专用热水机组供应生活热水。
8.4.5当建筑在整个冬季的实时冷、热负荷比值变化大时，四管制和分区两管制空调系统不宜采用直燃式机组作为单独冷热源。
8.4.6小型集中空调系统，当利用废热热源或太阳能提供的热源，且热源供水温度在60℃～85℃时，可采用吸附式冷水机组制冷。
8.4.7直燃型溴化锂吸收式冷(温)水机组的储油、供油、燃气系统等的设计，均应符合现行国家有关标准的规定。

条文说明

8.4溴化锂吸收式机组
8.4.1吸收式冷水机组采用热能顺序要求。
本条规定了吸收式冷水机组采用热能作为制冷的能源时，采用热能的优先顺序。其中第1、2款与本章的8.1节一般规定是一致的。第1款包括的热源有：烟气、蒸汽、热水等热媒。
直接采用矿物质能源时，则应综合考虑当地的能源供应情况、能耗价格、使用的灵活性和方便性等情况。
8.4.2溴化锂吸收式机组的机型选择要求。
1 根据吸收式冷水机组的性能，通常当热源温度比较高时，宜采用双效机组。由于废热、可再生能源及生物质能的能源品位相对较低；对于城市热网，在夏季制冷工况下，热网温度通常较低，有时无法采用双效机组。当采用锅炉燃烧供热时，为了提高冷水机组的性能，应提高供热热源的温度，因此不应采用单效式机组。
2 各类机组所对应的热源参数如下表所示：

表8各类机组的加热热源参数

8.4.3直燃式机组选择要求。
   1 直燃式机组的额定供热量一般为额定供冷量的70％～80％，这是一个标准配置，也是较经济合理的配置，在设计时尽可能按照标准型机组来选择。同时，设计时要分别按照供冷工况和供热工况来预选直燃机。从提高经济性和节能的角度来看，如果供冷、供热两种工况下选择的机型规格相差较大时，宜按照机型较小者来配置，并增加辅助的冷源或热源装置——见本条第2、3款。
   2 对于我国北方地区的某些建筑，从数值上冬季供热负荷可能不小于夏季供冷负荷(或者是供热负荷与供冷负荷的比值大于0.8)。当按照夏季冷负荷选型时，如果采用加大机组的型号来满足供热的要求，在投资、机组效率等方面都受到一定的影响，因此现行的一些工程采用了机组型号不加大而直接加大高压发生器和燃烧器的方式。这种方式虽然可行，但仍然存在高、低压发生器的匹配一定程度上影响机组运行效率的问题，因此对此进行限制。当超过本条规定的限制时，北方地区应采用“直燃机组+辅助锅炉房”的方案。
   3 对于我国南方地区的某些建筑，情况可能与本条文说明中的第2条相反。从能源利用的合理性来看，宜采用“直燃机组+辅助电制冷”的方案。
8.4.4溴化锂吸收式三用直燃机选型要求。
《公共建筑节能设计标准》GB 50189-2005表5.4.9对吸收式机组的性能参数限值进行了规定，本规范应符合其要求。三用机可以有以下几种用途：
   1 夏季：单供冷、供冷及供生活热水；
   2 春秋季：供生活热水；
   3 冬季：单供暖、供暖及供生活热水。
尽管三用机由于多种用途而受到业主欢迎，但由于在设计选型中存在的一些问题，致使在实际工程使用中出现不尽如人意之处。主要原因是：
   1 对供冷(温)和生活热水未进行日负荷分析与平衡，由于机组能量不足，造成不能同时满足各方面的要求；
   2 未进行各季节的使用分析，造成不经济、不合理运行、效率低、能耗大；
   3 在供冷(温)及生活热水系统内未设必要的控制与调节装置，无法优化管理，系统无法运行成本提高。
直燃机价格昂贵，尤其是三用机，要搞好合理匹配，系统控制，提高能源利用率是设计选型的关键，因此不能随意和不加分析地采用。当难以满足生活热水供应要求又影响供冷(温)质量时，应另设专用热水机组提供生活热水。
8.4.5四管制和分区两管制空调系统使用直燃式机组要求。
四管制和分区两管制空调系统主要适用于有同时供冷、供热需求的建筑物。由于建筑中冷、热负荷及其比例随时间变化较大，直燃式机组很难在任何时刻同时满足冷、热负荷的变化要求。因此，一般情况下不宜将它作为四管制和分区两管制空调系统唯一采用的冷、热源装置。
8.4.6吸附式冷水机组制冷使用条件。
吸附式冷水机组的特点是能够利用低温热水进行制冷，因此其比较适合于具有低位热源的场所。由于其制冷COP比较低(大约为0.5)，在有高温热源的场所不宜采用。同时，由于目前吸附式冷水机组的型号较少且单台机组的制冷量有限，因此不宜用于大、中型空调系统之中。
8.4.7直燃型机组的储油、供油、燃气系统的设计要求。
直燃型溴化锂吸收式冷(温)水机组储油、供油、燃气供应及烟道的设计，应符合国家现行《锅炉房设计规范》GB 50041、《高层民用建筑设计防火规范》GB 50045、《建筑设计防火规范》GB 50016、《城镇燃气设计规范》GB 50028、《工业企业煤气安全规程》GB 6222等规范和标准的要求。