【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 18:13:12

6.2自然通风

6. 2. 1 利用自然通风的建筑在设计时，应符合下列规定：
   1 利用穿堂风进行自然通风的建筑，其迎风面与夏季最多风向宜成60°～90°角，且不应小于45°，同时应考虑可利用的春秋季风向以充分利用自然通风；
   2 建筑群平面布置应重视有利自然通风因素，如优先考虑错列式、斜列式等布置形式。
6.2.2自然通风应采用阻力系数小、噪声低、易于操作和维修的进排风口或窗扇。严寒寒冷地区的进排风口还应考虑保温措施。
6.2.3夏季自然通风用的进风口，其下缘距室内地面的高度不宜大于1．2m。自然通风进风口应远离污染源3m以上；冬季自然通风用的进风口，当其下缘距室内地面的高度小于4m时，宜采取防止冷风吹向人员活动区的措施。
6.2.4采用自然通风的生活、工作的房间的通风开口有效面积不应小于该房间地板面积的5％；厨房的通风开口有效面积不应小于该房间地板面积的10％，并不得小于0.60m2。
6.2.5自然通风设计时，宜对建筑进行自然通风潜力分析，依据气候条件确定自然通风策略并优化建筑设计。
6.2.6采用自然通风的建筑，自然通风量的计算应同时考虑热压以及风压的作用。
6.2.7热压作用的通风量，宜按下列方法确定：
   1 室内发热量较均匀、空间形式较简单的单层大空间建筑，可采用简化计算方法确定；
   2 住宅和办公建筑中，考虑多个房间之间或多个楼层之间的通风，可采用多区域网络法进行计算；
   3 建筑体形复杂或室内发热量明显不均的建筑，可按计算流体动力学(CFD)数值模拟方法确定。
6.2.8风压作用的通风量，宜按下列原则确定：
   1 分别计算过渡季及夏季的自然通风量，并按其最小值确定；
   2 室外风向按计算季节中的当地室外最多风向确定；
   3 室外风速按基准高度室外最多风向的平均风速确定。当采用计算流体动力学(CFD)数值模拟时，应考虑当地地形条件及其梯度风、遮挡物的影响；
   4 仅当建筑迎风面与计算季节的最多风向成45°～90°角时，该面上的外窗或有效开口利用面积可作为进风口进行计算。
6.2.9宜结合建筑设计，合理利用被动式通风技术强化自然通风。被动通风可采用下列方式：
   1 当常规自然通风系统不能提供足够风量时，可采用捕风装置加强自然通风；
   2 当采用常规自然通风难以排除建筑内的余热、余湿或污染物时，可采用屋顶无动力风帽装置，无动力风帽的接口直径宜与其连接的风管管径相同；
   3 当建筑物利用风压有局限或热压不足时，可采用太阳能诱导等通风方式。

条文说明

6.2自然通风
6.2.1建筑及其周围微环境优化设计要求。
利用自然通风的建筑，在设计时宜利用CFD数值模拟(另见6.2.7条文说明)方法，对建筑周围微环境进行预测，使建筑物的平面设计有利于自然通风。
1 建筑的朝向要求。在设计自然通风的建筑时，应考虑建筑周围微环境条件。某些地区室外通风计算温度较高，因为室温的限制，热压作用就会有所减小。为此，在确定该地区大空间高温建筑的朝向时，应考虑利用夏季最多风向来增加自然通风的风压作用或对建筑形成穿堂风。因此要求建筑的迎风面与最多风向成60°～90°角。同时，因春秋季往往时间较长，应充分利用春秋季自然通风。
2 建筑平面布置要求。错列式、斜列式平面布置形式相比行列式、周边式平面布置形式等有利于自然通风。
6.2.2自然通风进排风口或窗扇的选择。
为了提高自然通风的效果，应采用流量系数较大的进排风口或窗扇，如在工程设计中常采用的性能较好的门、洞、平开窗、上悬窗、中悬窗及隔板或垂直转动窗、板等。
供自然通风用的进排风口或窗扇，一般随季节的变换要进行调节。对于不便于人员开关或需要经常调节的进排风口或窗扇，应考虑设置机械开关装置，否则自然通风效果将不能达到设计要求。总之，设计或选用的机械开关装置，应便于维护管理并能防止锈蚀失灵，且有足够的构件强度。
严寒寒冷地区的自然通风进排风口，不使用期间应可有效关闭并具有良好的保温性能。
6.2.3进风口的位置。
夏季由于室内外形成的热压小，为保证足够的进风量，消除余热、提高通风效率，应使室外新鲜空气直接进入人员活动区。自然进风口的位置应尽可能低。参考国内外有关资料，本条将夏季自然通风进风口的下缘距室内地坪的上限定为1.2m。参考美国ASHRAE标准，自然通风口应远离已知的污染源，如烟囱、排风口、排风罩等3m以上。冬季为防止冷空气吹向人员活动区，进风口下缘不宜低于4m，冷空气经上部侧窗进入，当其下降至工作地点时，已经过了一段混合加热过程，这样就不致使工作区过冷。如进风口下缘低于4m，则应采取防止冷风吹向人员活动区的措施。
6.2.4自然通风房间通风开口的要求。
目前国内外标准中对此规定大体一致，但具体数值有所不同。国家标准《民用建筑设计通则》GB 50352-2005第7.2.2条：生活、工作的房间的通风开口有效面积不应小于该房间地板面积的1／20；厨房的通风开口有效面积不应小于该房间地板面积的1／10，并不得小于0.60m2。美国ASHRAE标准62.1也有类似规定，即自然通风房间可开启外窗净面积不得小于房间地板面积的4％，建筑内区房间若通过邻接房间进行自然通风，其通风开口面积应大于该房间净面积的8％，且不应小于2．3m2。
6.2.5自然通风策略确定。
在确定自然通风方案之前，必须收集目标地区的气象参数，进行气候潜力分析。自然通风潜力指仅依靠自然通风就可满足室内空气品质及热舒适要求的潜力。现有的自然通风潜力分析方法主要有经验分析法、多标准评估法、气候适应性评估法及有效压差分析法等。然后，根据潜力可定出相应的气候策略，即风压、热压的选择及相应的措施。
因为28℃以上的空气难以降温至舒适范围，室外风速3．0m／s会引起纸张飞扬，所以对于室内无大功率热源的建筑，“风压通风”的通风利用条件宜采取气温20℃～28℃，风速0.1m／s～3.0m／s，湿度40％～90％的范围。由于12℃以下室外气流难以直接利用，“热压通风”的通风条件宜设定为气温12℃～20℃，风速0～3.0m／s，湿度不设限。
根据我国气候区域特点，中纬度的温暖气候区、温和气候区、寒冷地区，更适合采用中庭、通风塔等热压通风设计，而热湿气候区、干热地区更适合采用穿堂风等风压通风设计。
6.2.6风压与热压是形成自然通风的两种动力方式。
风压是空气流动受到阻挡时产生的静压，其作用效果与建筑物的形状等有关；热压是气温不同产生的压力差，它会使室内热空气上升逸散到室外；建筑物的通风效果往往是这两种方式综合作用的结果，均应考虑。若建筑层数较少，高度较低，考虑建筑周围风速通常较小且不稳定，可不考虑风压作用。
同时考虑热压及风压作用的自然通风量，宜按计算流体动力学(CFD)数值模拟(另见6．2．7条文说明)方法确定。
6.2.7热压通风的计算。
热压通风的简化计算方法如下：

式中：G——热压作用的通风量（kg/h）；
         Q——室内的全部余热（kW）；
         c——空气比热[1.01kJ/（kg•K）]；

——排风温度（℃）；

——夏季通风室外计算温度（℃）。
以上计算方法是在下列简化条件下进行的：
   1)空气在流动过程中是稳定的；
   2)整个房间的空气温度等于房间的平均温度；
   3)房间内空气流动的路途上，没有任何障碍物；
   4)只考虑进风口进入的空气量。
多区域网络法是从宏观角度对建筑通风进行分析，把整个建筑物作为系统，其中每个房间作为一个区(或网络节点)，认为各个区内空气具有恒定的温度、压力和污染物浓度，利用质量、能量守恒等方程计算风压和热压作用下通风量，常用软件有COMIS、CONTAM、BREEZE、NatVent、PASSPORT Plus及AIOLOS等。
相对于网络法，CFD模拟是从微观角度，针对某一区域或房间，利用质量、能量及动量守恒等基本方程对流场模型求解，分析空气流动状况，常用软件有FLUENT、AirPak、PHOENICS及STAR-CD等。
6.2.8风压作用的通风量确定原则。
建筑物周围的风压分布与该建筑的几何形状和室外风向有关。风向一定时，建筑物外围结构上某一点的风压值pf也可根据下式计算：

式中：

——风压（Pa）；

——空气动力系数；

——室外空气流速（m/s）；

——室外空气密度（kg/m3）。
此外，从地球表面到约500m～1000m高的空气层为大气边界层，其厚度主要取决于地表的粗糙度，不同地区因地形特征不同，使得地表的相糙度不同，因此边界层厚度不同，在平原地区边界层薄，在城市和山区边界层厚。边界层内部风速沿垂直方向存在梯度，即梯度风，其形成的原因是下垫面对气流的摩擦作用。在摩擦力作用下，贴近地面处的风速接近零，沿高度方向因地面摩擦力的作用越来越小而风速递增，到达—定高度之后风速将达到最大值而不再增加，该高度成为边界层高度。由于大气边界层及梯度风作用对室外空气流场的影响非常显著，因而在进行计算流体动力学(CFD)数值模拟时，应充分考虑当地风环境的影响，以建立更合理的边界条件。
通常室外风速按基准高度室外最多风向的平均风速确定。所谓基准高度是指气象学中观测地面风向和风速的标准高度。该高度的确定，既要能反映本地区较大范围内的气象特点，避免局部地形和环境的影响，又要考虑到观测的可操作性。《地面气象观测规范第7部分：风向和风速观测》QX／T 51-2007中规定，该高度应距地面10m。
6.2.9自然通风强化措施。
1 捕风装置是一种自然风捕集装置，是利用对自然风的阻挡在捕风装置迎风面形成正压、背风面形成负压，与室内的压力形成一定的压力梯度，将新鲜空气引入室内，并将室内的浑浊空气抽吸出来，从而加强自然通风换气的能力。为保持捕风系统的通风效果，捕风装置内部用隔板将其分为两个或四个垂直风道，每个风道随外界风向改变轮流充当送风口或排风口。捕风装置可以适用于大部分的气候条件，即使在风速比较小的情况下也可以成功地将大部分经过捕风装置的自然风导入室内。捕风装置一般安装在建筑物的顶部，其通风口位于建筑上部2m～20m的位置，四个风道捕风装置的原理如图3所示。

图3捕风装置的一般结构形式和通风原理图

2 无动力风帽是通过自身叶轮的旋转，将任何平行方向的空气流动，加速并转变为由下而上垂直的空气流动，从而将下方建筑物内的污浊气体吸上来并排出，以提高室内通风换气效果的一种装置。该装置不需要电力驱动，可长期运转且噪声较低，在国外已使用多年，在国内也开始大量使用。
3 太阳能诱导通风方式依靠太阳辐射给建筑结构的一部分加热，从而产生大的温差，比传统的由内外温差引起流动的浮升力驱动的策略获得更大的风量，从而能够更有效地实现自然通风。典型的三类太阳能诱导方式为：特伦布(Trombe)墙、太阳能烟囱、太阳能屋顶。

张培哲 · 2020-2-10 18:14:31

6.3机械通风

6.3.1机械送风系统进风口的位置，应符合下列规定：
   1 应设在室外空气较清洁的地点；
   2 应避免进风、排风短路；
   3 进风口的下缘距室外地坪不宜小于2m，当设在绿化地带时，不宜小于1m。
6.3.2建筑物全面排风系统吸风口的布置，应符合下列规定：
   1 位于房间上部区域的吸风口，除用于排除氢气与空气混合物时，吸风口上缘至顶棚平面或屋顶的距离不大于0.4m；
   2 用于排除氢气与空气混合物时，吸风口上缘至顶棚平面或屋顶的距离不大于0.1m；
   3 用于排出密度大于空气的有害气体时，位于房间下部区域的排风口，其下缘至地板距离不大于0.3m；
   4 因建筑结构造成有爆炸危险气体排出的死角处，应设置导流设施。
6.3.3选择机械送风系统的空气加热器时，室外空气计算参数应采用供暖室外计算温度；当其用于补偿全面排风耗热量时，应采用冬季通风室外计算温度。
6.3.4住宅通风系统设计应符合下列规定：
   1 自然通风不能满足室内卫生要求的住宅，应设置机械通风系统或自然通风与机械通风结合的复合通风系统。室外新风应先进入人员的主要活动区；
   2 厨房、无外窗卫生间应采用机械排风系统或预留机械排风系统开口，且应留有必要的进风面积；
   3 厨房和卫生间全面通风换气次数不宜小于3次/h；
   4 厨房、卫生间宜设竖向排风道，竖向排风道应具有防火、防倒灌及均匀排气的功能，并应采取防止支管回流和竖井泄漏的措施。顶部应设置防止室外风倒灌装置。
6.3.5公共厨房通风应符合下列规定：
   1 发热量大且散发大量油烟和蒸汽的厨房设备应设排气罩等局部机械排风设施；其他区域当自然通风达不到要求时，应设置机械通风；
   2 采用机械排风的区域，当自然补风满足不了要求时，应采用机械补风。厨房相对于其他区域应保持负压，补风量应与排风量相匹配，且宜为排风量的80％～90％。严寒和寒冷地区宜对机械补风采取加热措施；
   3 产生油烟设备的排风应设置油烟净化设施，其油烟排放浓度及净化设备的最低去除效率不应低于国家现行相关标准的规定，排风口的位置应符合本规范第6.6.18条的规定；
   4 厨房排油烟风道不应与防火排烟风道共用；
   5 排风罩、排油烟风道及排风机设置安装应便于油、水的收集和油污清理，且应采取防止油烟气味外溢的措施。
6.3.6公共卫生间和浴室通风应符合下列规定：
   1 公共卫生间应设置机械排风系统。公共浴室宜设气窗；无条件设气窗时，应设独立的机械排风系统。应采取措施保证浴室、卫生间对更衣室以及其他公共区域的负压；
   2 公共卫生间、浴室及附属房间采用机械通风时，其通风量宜按换气次数确定。
6.3.7设备机房通风应符合下列规定：
   1 设备机房应保持良好的通风，无自然通风条件时，应设置机械通风系统。设备有特殊要求时，其通风应满足设备工艺要求；
   2 制冷机房的通风应符合下列规定：
   1)制冷机房设备间排风系统宜独立设置且应直接排向室外。冬季室内温度不宜低于10℃，夏季不宜高于35℃，冬季值班温度不应低于5℃；
   2)机械排风宜按制冷剂的种类确定事故排风口的高度。当设于地下制冷机房，且泄漏气体密度大于空气时，排风口应上、下分别设置；
   3)氟制冷机房应分别计算通风量和事故通风量。当机房内设备放热量的数据不全时，通风量可取(4～6)次／h。事故通风量不应小于12次／h。事故排风口上沿距室内地坪的距离不应大于1.2m：
   4)氨冷冻站应设置机械排风和事故通风排风系统。通风量不应小于3次／h，事故通风量宜按183m3／(m2·h)进行计算，且最小排风量不应小于34000m3／h。事故排风机应选用防爆型，排风口应位于侧墙高处或屋顶；
   5)直燃溴化锂制冷机房宜设置独立的送、排风系统。燃气直燃溴化锂制冷机房的通风量不应小于6次/h，事故通风量不应小于12次/h。燃油直燃溴化锂制冷机房的通风量不应小于3次/h，事故通风量不应小于6次/h。机房的送风量应为排风量与燃烧所需的空气量之和；
   3 柴油发电机房宜设置独立的送、排风系统。其送风量应为排风量与发电机组燃烧所需的空气量之和；
   4 变配电室宜设置独立的送、排风系统。设在地下的变配电室送风气流宜从高低压配电区流向变压器区，从变压器区排至室外。排风温度不宜高于40℃。当通风无法保障变配电室设备工作要求时，宜设置空调降温系统；
   5 泵房、热力机房、中水处理机房、电梯机房等采用机械通风时，换气次数可按表6.3.7选用。

表6.3.7部分设备机房机械通风换气次数

6.3.8汽车库通风应符合下列规定：
   1 自然通风时，车库内CO最高允许浓度大于30mg／m3时，应设机械通风系统；
   2 地下汽车库，宜设置独立的送风、排风系统；具备自然进风条件时，可采用自然进风、机械排风的方式。室外排风口应设于建筑下风向，且远离人员活动区并宜作消声处理；
   3 送排风量宜采用稀释浓度法计算，对于单层停放的汽车库可采用换气次数法计算，并应取两者较大值。送风量宜为排风量的80％～90％；
   4 可采用风管通风或诱导通风方式，以保证室内不产生气流死角；
   5 车流量随时间变化较大的车库，风机宜采用多台并联方式或设置风机调速装置；
   6 严寒和寒冷地区，地下汽车库宜在坡道出入口处设热空气幕；
   7 车库内排风与排烟可共用一套系统，但应满足消防规范要求。
6.3.9事故通风应符合下列规定：
   1 可能突然放散大量有害气体或有爆炸危险气体的场所应设置事故通风。事故通风量宜根据放散物的种类、安全及卫生浓度要求，按全面排风计算确定，且换气次数不应小于12次／h；
  2 事故通风应根据放散物的种类，设置相应的检测报警及控制系统。事故通风的手动控制装置应在室内外便于操作的地点分别设置；
   3 放散有爆炸危险气体的场所应设置防爆通风设备；
   4 事故排风宜由经常使用的通风系统和事故通风系统共同保证，当事故通风量大于经常使用的通风系统所要求的风量时，宜设置双风机或变频调速风机；但在发生事故时，必须保证事故通风要求；
   5 事故排风系统室内吸风口和传感器位置应根据放散物的位置及密度合理设计；
   6 事故排风的室外排风口应符合下列规定：
   1)不应布置在人员经常停留或经常通行的地点以及邻近窗户、天窗、室门等设施的位置；
   2)排风口与机械送风系统的进风口的水平距离不应小于20m；当水平距离不足20m时，排风口应高出进风口，并不宜小于6m；
   3)当排气中含有可燃气体时，事故通风系统排风口应远离火源30m以上，距可能火花溅落地点应大于20m；
   4)排风口不应朝向室外空气动力阴影区，不宜朝向空气正压区。

条文说明

6.3机械通风
6.3.1机械送风系统进风口的位置。
关于机械送风系统进风口位置的规定，是根据国内外有关资料，并结合国内的实践经验制定的。其基本点为：
   1 为了使送入室内的空气免受外界环境的不良影响而保持清洁，因此规定把进风口布置在室外空气较清洁的地点。
   2 为了防止排风(特别是散发有害物质的排风)对进风的污染，进、排风口的相对位置，应遵循避免短路的原则；进风口宜低于排风口3m以上，当进排风口在同一高度时，宜在不同方向设置，且水平距离一般不宜小于10m。用于改善室内舒适度的通风系统可根据排风中污染物的特征、浓度，通过计算适当减少排风口与新风口距离。
   3 为了防止送风系统把进风口附近的灰尘、碎屑等扬起并吸入，故规定进风口下缘距室外地坪不宜小于2m，同时还规定当布置在绿化地带时，不宜小于1m。
6.3.2全面排风系统吸风口的布置要求。强制性条文。
规定建筑物全面排风系统吸风口的位置，在不同情况下应有不同的设计要求，目的是为了保证有效地排除室内余热、余湿及各种有害物质。对于由于建筑结构造成的有爆炸危险气体排出的死角，例如产生氢气的房间，会出现由于顶棚内无法设置吸风口而聚集一定浓度的氢气发生爆炸的情况。在结构允许的情况下，在结构梁上设置连通管进行导流排气，以避免事故发生。
6.3.4住宅通风规定。
   1 由于人们对住宅的空气品质的要求提高，而室外气候条件恶劣、噪声等因素限制了自然通风的应用，国内外逐渐增加了机械通风在住宅中的应用。但当前住宅机械通风系统的发展还存在如下局限：
   1)室内通风量的确定，国家标准中只对单人需要新风量提出要求，而对于人数不确定的房间如何确定其通风量没有提及，也缺乏相应的测试和模拟分析。
   2)系统形式的研究，国内对于住宅通风系统还没有明确分类，也缺乏相应的实际工程对不同系统形式进行比较。对于房间内排风和送风方式对室内污染物和空气流场的影响，缺乏相应的分析。
   3)对于不同系统在不同气候条件下的运行和控制策略缺乏探讨。
   4)住宅通风类产品还有待增加和改善。
住宅内的通风换气应首先考虑采用自然通风，但在无自然通风条件或自然通风不能满足卫生要求的情况下，应设机械通风或自然通风与机械通风结合的复合通风系统。“不能满足室内卫生条件”是指室内有害物浓度超标，影响人的舒适和健康。应使气流从较清洁的房间流向污染较严重的房间，因此使室外新鲜空气首先进入起居室、卧室等人员主要活动、休息场所，然后从厨房、卫生间排出到室外，是较为理想的通风路径。
   2 住宅厨房及无外窗卫生间污染源较集中，应采用机械排风系统，设计时应预留机械排风系统开口。
   3 为保证有效的排气，应有足够的进风通道，当厨房和卫生间的外窗关闭或暗卫生间无外窗时，需通过门进风，应在下部设置有效截面积不小于0.02m2的固定百叶，或距地面留出不小于30mm的缝隙。厨房排油烟机的排气量一般为300m3／h～500m3／h，有效进风截面积不小于0.02m2，相当于进风风速4m／s～7m／s，由于排油烟机有较大压头，换气次数基本可以满足3次／h要求。卫生间排风机的排气量一般为80m3／h～1OOm3／h，虽然压头较小，但换气次数也可以满足要
   4 住宅建筑竖向排风道应具有防火、防倒灌的功能。顶部应设置防止室外风倒灌装置。排风道设置位置和安装应符合《住宅厨房排风道》JG／T 3044要求，排风道设计宜采用简化设计计算方法或软件设计计算方法。不需重复加止回阀。排风道设计建议：
   1)竖向集中排油烟系统宜采用简单的单孔烟道，在烟道上用户排油烟机软管接入口处安装可靠的逆止阀，逆止阀材料应防火。
   2)排风道设计过程一般为：先假定一个烟道内截面尺寸，计算流动总阻力，再根据排油烟机性能曲线校核是否能满足要求；若不满足，则修正烟道内截面尺寸，直至满足要求为止。
   3)排风道阻力计算可以采用简化计算方法，设计计算时可以采用总局部阻力等于总沿程阻力的方法，即总流动阻力两倍于总沿程阻力。其中沿程阻力计算公式为：

式中：

——排烟道总沿程阻力损失（Pa）；
               α——修正系数，α=0.84~0.88；
                  n——同时开机的用户数；

——建筑层高（m）；

——对应于系统总排风量的烟道比摩阻（Pa/m）；
N——住宅总层数。
4)竖向烟道内截面尺寸选取依据：在一定的同时开机率、一定的用户排油烟机性能下，确定满足最不利用户(最底层)一定排风量时的最小烟道截面尺寸，或先假设烟道气体流速并采用下列计算公式计算排风道的尺寸。
排风道截面总风量计算公式为：

式中：Q——总风量（m3/s）；

——同时使用系数，

=0.4~0.6；

——一户的排风量（m3/s）；
n——1~6层住户数；
m——同时使用系数的数量。
排风道截面积计算公式为：

式中：F——排风道截面积（㎡）；
         V——为排风道内气体流速（m/s）。
6.3.5公共厨房通风规定。
   1 公共厨房通风的设置原则
发热量大且散发大量油烟和蒸汽的厨房设备指炉灶、洗碗机、蒸汽消毒设备等，设置局部机械排风设施的目的是有效地将热量、油烟、蒸汽等控制在炉灶等局部区域并直接排出室外、不对室内环境造成污染。局部排风风量的确定原则是保证炉灶等散发的有害物不外溢，使排气罩的外沿和距灶台的高度组成的面积，以及灶口水平面积都保持一定的风速，计算方法各设计手册、技术措施等均有论述。
即使炉灶等设备不运行、人员仅进行烹饪准备的操作时，厨房各区域仍有一定的发热量和异味，需要全面通风排除；对于燃气厨房，经常连续运行的全面通风还提供了厨房内燃气设备和管道有泄漏时向室外排除泄漏燃气的排气通路。当房间不能进行有效的自然通风时，应设置全面机械通风。能够采用自然通风的条件是，具有面积较大可开启的外门窗、气候条件和室外空气品质满足允许开窗自然通风。
厨房通风总排风量应能够排除厨房各区域内以设备发热量为主的总发热量。
在厨房工艺未确定前，如缺少排气罩尺寸、设备发热量等资料，可根据设计手册、技术措施等提供的经验数据，按换气次数等估算厨房内不同区域的排风量；待厨房工艺确定后，应经详细计算校核预留风道截面和确定通风设备规格。
   2 公共厨房负压要求及补风
厨房采用机械排风时，房间内负压值不能过大，否则既有可能对厨房灶具的使用产生影响，也会因为来自周围房间的自然补风量不够而导致机械排风量不能达到设计要求。建议以厨房开门后的负压补风风速不超过1.0m／s作为判断基准，超过时应设置机械补风系统。同时，厨房气味影响周围室内环境，也是公共建筑经常发生的现象。为了解决这一问题，设计中应注意下列方面：①厨房设备及其局部排风设备不一定同时使用，因此补风量应能够根据排风设备运行情况与排风量相对应，以免发生补风量大于排风量，厨房出现正压的情况。②应确实保证厨房的负压。不仅要考虑整个厨房与厨房外区域之间要保证相对负压，厨房内也要考虑热量和污染物较大的区域与较小区域之间的压差。根据目前的实际工程，一般情况下均可取补风量为排风量的80％～90％，对于炉灶间等排风量较大房间，排风和补风量差值也较大，相对于厨房内通风量小的房间则会保证一定的负压值。
在北方严寒和寒冷地区，一般冬季不开窗自然通风，而常采用机械补风且补风量很大。为避免过低的送风温度导致室内温度过低，不满足人员劳动环境的卫生要求并有可能造成冬季厨房内水池及水管道出现冻结现象等，除仅在气温较高的白天工作且工作时间较短(不足2小时)的小型厨房外，送风均宜做加热处理。
   3 排风口位置及排油烟处理
根据《饮食业油烟排放标准》GB 18483的规定，油烟排放浓度不得超过2.0mg／m3，净化设备的最低去除效率小型不宜低于60％，中型不宜低于75％，大型不宜低于85％。因此副食灶等产生油烟的设备应设置油烟净化设施。排油烟风道的排放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。
   4 排油烟风道不得与防火排烟风道合用
工程通风设计中常有合用排风和防火排烟管道的情况，但厨房排油烟风道内不可避免地有油垢聚集，因此不得与高温的防火排烟风道合用，以免发生次生火灾。
   5 排油烟管道要求
厨房排风管的水平段应设不小于0.02的坡度，坡向排气罩。罩口下沿四周设集油集水沟槽，沟槽底应装排油污管。水平风道宜设置清洗检查孔，以利清洁人员定期清除风道中沉积的油污、油垢。为防止污浊空气或油烟处于正压渗入室内，宜在顶部设总排风机。
6.3.6公共卫生间和浴室通风。
公共卫生间和浴室通风关系到公众健康和安全的问题，因此应保证其良好的通风。
浴室气窗是指室内直接与室外相连的能够进行自然通风的外窗，对于没有气窗的浴室，应设独立的通风系统，保证室内的空气质量。
浴室、卫生间处于负压区，以防止气味或热湿空气从浴室、卫生间流入更衣室或其他公共区域。

表3公共卫生间、浴室及附属房间机械通风换气次数

表3中桑拿或蒸汽浴指浴室的建筑房间，而不是指房间内部的桑拿蒸汽隔间。当建筑未设置单独房间放置桑拿隔间时，如直接将桑拿隔间设在淋浴间或其他公共房间，则应提高该淋浴间等房间的通风换气次数。
6.3.7设备机房通风规定。
1 机房设备会产生大量余热、余湿、泄露的制冷剂或可燃气体等，靠自然通风往往不能满足使用和安全要求，因此应设置机械通风系统，并尽量利用室外空气为自然冷源排除余热、余湿。不同的季节应采取不同的运行策略，实现系统节能。
2 制冷设备的可靠性不好会导致制冷剂的泄露带来安全隐患，制冷机房在工作过程中会产生余热，良好的自然通风设计能够较好地利用自然冷量消除余热，稀释室内泄露制冷剂，达到提高安全保障并且节能的目的。制冷机房采用自然通风时，机房通风所需要的自由开口面积可按下式计算：

式中：F——自由开口面积(m2)；
G——机房中最大制冷系统灌注的制冷工质量(kg)。
制冷机房可能存在制冷剂的泄漏，对于泄漏气体密度大于空气时，设置下部排风口更能有效排除泄漏气体。
氨是可燃气体，其爆炸极限为16％～27％，当氨气大量泄漏而又得不到吹散稀释的情况下，如遇明火或电气火花，则将引起燃烧爆炸。因此应采取可靠的机械通风形式来保障安全。关于事故通风量的确定可参见《冷库设计规范》GB 50072的相关条文解释。
连续通风量按每平方米机房面积9m3／h和消除余热(余热温升不大于10℃)计算，取二者最大值。事故通风的通风量按排走机房内由于工质泄露或系统破坏散发的制冷工质确定，根据工程经验，可按下式计算：

式中：L——连续通风量(m3／h)；
   G——机房最大制冷系统灌注的制冷工质量(kg)。
吸收式制冷机在运行中属真空设备，无爆炸可能性，但它是以天然气、液化石油气、人工煤气为热源燃料，它的火灾危险性主要来自这些有爆炸危险的易燃燃料以及因设备控制失灵，管道阀门泄漏以及机件损坏时的燃气泄漏，机房因液体蒸汽、可燃气体与空气形成爆炸混合物，遇明火或热源产生燃烧和爆炸，因此应保证良好的通风。
   3 制冷机房、柴油发电机房及变配电室由于使用功能、季节等特殊性，设置独立的通风系统能有效保障系统运行效果和节能。对于大、中型建筑更为重要。柴油发电机的通风量和燃烧空气量一般可在其样本中查得。柴油发电机燃烧空气量，可按柴油发电机额定功率7m3／(kW·h)计算。
   4 变配电室通常由高、低压器配电室及变压器组成，其中的电器设备散发一定的热量，尤以变压器的发热量为大。若变配电器室内温度太高，会影响设备工作效率。
   5 根据工程经验，表6.3.7中所列设备用房的通风换气量可以满足通风基本要求。
6.3.8汽车库通风规定。
   1 通过相关实验分析得出将汽车排出的CO稀释到容许浓度时，NOx和CmHn远远低于它们相应的允许浓度。也就是说，只要保证CO浓度排放达标，其他有害物即使有一些分布不均匀，也有足够的安全倍数保证将其通过排风带走；所以以CO为标准来考虑车库通风量是合理的。选用国家现行有关工业场所有害因素职业接触限值标准的规定，CO的短时间接触容许浓度为30mg／m3。
   2 地下汽车库由于位置原因，容易造成自然通风不畅，宜设置独立的送风、排风系统；当地下汽车库设有开敞的车辆出、入口且自然进风满足所需进风条件时，可采用自然进风、机械排风的方式。
   3 采用换气次数法计算车库通风量时，相关参数按以下规定选取：
   1)排风量按换气次数不小于6次/h计算，送风量按换气次数不小于5次／h计算。
   2)当层高＜3m时，按实际高度计算换气体积；当层高≥3m时，按3m高度计算换气体积。
但采用换气次数法计算通风量时存在以下问题：
①车库通风量的确定，此时通风目的是稀释有害物以满足卫生要求的允许浓度。也就是说，通风风量的计算与有害物的散发量及散发时的浓度有关，而与房间容积(亦即房间换气次数)并无确定的数量关系。例如，两种有害物散发情况相同，且平面布置和大小也相同，只是层高不同的车库，按有害物稀释计算的排风量是相同的，但按换气次数计算，二者的排风量就不同了。
②换气次数法并没有考虑到实际中的(部分或全部)双层停车库或多层停车库情况，与单层车库采用相同的计算方法也是不尽合理的。
以上说明换气次数法有其固有弊端。正因为如此，提出对于全部或部分为双层或多层停车库情形，排风量应按稀释浓度法计算；单层停车库的排风量宜按稀释浓度法计算，如无计算资料时，可参考换气次数估算。
当采用稀释浓度法计算排风量时，建议采用以下公式，送风量应按排风量的80％～90％选用。

式中：L——车库所需的排风量（m3/h）；
G——车库内排放CO的量（mg/h）；

——车库内CO的允许浓度，为30mg/m3;

——室外大气中CO的浓度，一般取2mg/m3~3mg/m3。

式中：M——库内汽车排出气体的总量（m3/h）；
y——典型汽车排放CO的平均浓度（mg/m3），根据中国汽车尾气排放现状，通常情况下可取55000mg/m3。

式中：n——车库中的设计车位数；
         k——1小时内出入车数与设计车位数之比，也称车位利用系数，一般取0.5~1.2；
            t——车库内汽车的运行时间，一般取2min~6min；
            m——单台车单位时间的排气量（m3/min）；

——库内车的排气温度，500+273=773K；

——库内以20℃计的标准温度273+20=293K。
地下汽车库内排放CO的多少与所停车的类型、产地、型号、排气温度及停车启动时间等有关，一般地下停车库大多数按停放小轿车设计。按照车库排风量计算式，应当按每种类型的车分别计算其排出的气体量，但地下车库在实际使用时车辆类型出入台数都难以估计。为简化计算，m值可取0.02m3／min～0.025m3／min台。
   4 风管通风是指利用风管将新鲜气流送到工作区以稀释污染物，并通过风管将稀释后的污染气流收集排出室外的传统通风方式；诱导通风是指利用空气射流的引射作用进行通风的方式。当采用接风管的机械进、排风系统时，应注意气流分布的均匀性，减少通风死角。当车库层高较低，不易布置风管时，为了防止气流不畅，杜绝死角，可采用诱导式通风系统。
   5 对于车流量变化较大的车库，由于其风机设计选型时是根据最大车流量选择的(最不利原则)，而往往车库的高峰车流量持续时间很短，如果持续以最大通风量进行通风，会造成风机运行能耗的浪费。这种情况，当车流量变化有规律时，可按时间设定风机开启台数；无规律时宜采用CO浓度传感器联动控制多台并联风机或可调速风机的方式，会起到很好的节能效果。CO浓度传感器的布置方式：当采用传统的风管机械进、排风系统时，传感器宜分散设置。当采用诱导式通风系统时，传感器应设在排风口附近。
   6 热空气幕可有效防止冷空气的大量侵入。
   7 本款提出共用是出于节省投资和节省空间的考虑。但基于安全需要，要首先满足消防要求。
6.3.9事故通风规定。部分强制性条文。
   1 事故通风是保证安全生产和保障人民生命安全的一项必要的措施。对在生活中可能突然放散有害气体的建筑，在设计中均应设置事故排风系统。有时虽然很少或没有使用，但并不等于可以不设，应以预防为主。这对防止设备、管道大量逸出有害气体(家用燃气、冷冻机房的冷冻剂泄漏等)而造成人身事故是至关重要的。需要指出的是，事故通风不包括火灾通风。关于事故通风的通风量，要保证事故发生时，控制不同种类的放散物浓度低于国家安全及卫生标准所规定的最高容许浓度，且换气次数不低于每小时12次。有特定要求的建筑可不受此条件限制，允许适当取大。
   2 事故排风系统(包括兼作事故排风用的基本排风系统)应根据建筑物可能释放的放散物种类设置相应的检测报警及控制系统，以便及时发现事故，启动自动控制系统，减少损失。事故通风的手动控制装置应装在室内、外便于操作的地点，以便一旦发生紧急事故，使其立即投入运行。
   3 放散物包含有爆炸危险的气体时，应采取防爆通风设备。
   4 设置事故通风的场所(如氟利昂制冷机房)的机械通风量应按平常所要求的机械通风和事故通风分别计算。当事故通风量较大时，宜设置双风机或变频调速风机。但共用的前提是事故通风必须保证。
   5 事故排风的室内吸风口，应设在有害气体或爆炸危险性物质放散量可能最大或聚集最多的地点。对事故排风的死角，应采取导流措施。当发生事故向室内放散密度比空气大的气体或蒸汽时，室内吸风口应设在地面以上0.3m～1.0m处；放散密度比空气小的气体或蒸汽时，室内吸风口应设在上部地带；放散密度比空气小的可燃气体或蒸汽，室内吸风口应尽量紧贴顶棚布置，其上缘距顶棚不得大于0.4m。
为保证传感器能尽早发现事故，及时快速监测到所放散的有害气体或爆炸危险性物质，传感器应布置在建筑内有可能放散有害物质的发生源附近以及主要的人员活动区域，且应安装维护方便，不影响人员活动。当放散气体或蒸汽密度比空气大时，应设在下部地带；当放散气体或蒸汽密度比空气小时，应设在上部地带。
   6 当风吹向和流经建筑物时，由于撞击作用，产生弯曲、跳跃和旋流现象，在屋顶、侧墙和背风侧形成的负压闭合循环气流区为动力阴影区；由于撞击作用而使其静压高于稳定气流区静压的区域为正压区。为便于污染物排放，不产生倒流，应尽可能避免将排风口设在动力阴影区和正压区。
除规范中要求外，排风口的高度应高于周边20m范围内最高建筑屋面3m以上。
事故排风口的布置是从安全角度考虑的，为的是防止系统投入运行时排出的有毒及爆炸性气体危及人身安全和由于气流短路时对送风空气质量造成影响。

张培哲 · 2020-2-10 18:16:28

6.4复合通风

6.4.1大空间建筑及住宅、办公室、教室等易于在外墙上开窗并通过室内人员自行调节实现自然通风的房间，宜采用自然通风和机械通风结合的复合通风。
6.4.2复合通风中的自然通风量不宜低于联合运行风量的30％。复合通风系统设计参数及运行控制方案应经技术经济及节能综合分析后确定。
6.4.3复合通风系统应具备工况转换功能，并应符合下列规定：
   1 应优先使用自然通风；
   2 当控制参数不能满足要求时，启用机械通风；
   3 对设置空调系统的房间，当复合通风系统不能满足要求时，关闭复合通风系统，启动空调系统。
6.4.4高度大于15m的大空间采用复合通风系统时，宜考虑温度分层等问题。

条文说明

6.4复合通风
6.4.1复合通风的设计条件。
复合通风系统是指自然通风和机械通风在一天的不同时刻或一年的不同季节里，在满足热舒适和室内空气质量的前提下交替或联合运行的通风系统。复合通风系统设置的目的是，增加自然通风系统的可靠运行和保险系数，并提高机械通风系统的节能率。
复合通风适用场合包括净高大于5m且体积大于1万m3的大空间建筑及住宅、办公室、教室等易于在外墙上开窗并通过室内人员自行调节实现自然通风的房间。研究表明：复合通风系统通风效率高，通过自然通风与机械通风手段的结合，可节约风机和制冷能耗约10％～50％，既带来较高的空气品质又有利于节能。复合通风在欧洲已经普遍采用，主要用于办公建筑、住宅、图书馆等建筑，目前在我国一些建筑中已有应用。复合通风系统应用时应注意协调好与消防系统的矛盾。
复合通风系统的主要形式包括三种：自然通风与机械通风交替运行、带辅助风机的自然通风和热压／风压强化的机械通风。三种系统简介如下：
   1)自然通风与机械通风交替运行
该系统是指自然通风系统与机械通风系统并存，由控制策略实现自然通风与机械通风之间的切换。比如：在过渡时间启用自然通风，冬夏季则启用机械通风；或者在白天开启机械通风而夜晚开启自然通风。
   2)带辅助风机的自然通风
该系统是指以自然通风为主，且带有辅助送风机或排风机的系统。比如，当自然通风驱动力较小或室内负荷增加时，开启辅助送排风机。
   3)热压／风压强化的机械通风
该系统是指以机械通风为主，并利用自然通风辅助机械通风系统。比如，可选择压差较小的风机，而由自然通风的热压／风压驱动来承担一部分压差。
6.4.2复合通风的设计要求。
复合通风系统在机械通风和自然通风系统联合运行下，及在自然通风系统单独运行下的通风换气量，按常规方法难以计算，需要采用计算流体力学或多区域网络法进行数值模拟确定。自然通风和机械通风所占比重需要通过技术经济及节能综合分析确定，并由此制定对应的运行控制方案。为充分利用可再生能源，自然通风的通风量在复合通风系统中应占一定比重，自然通风量宜不低于复合通风联合运行时风量的30％，并根据所需自然通风量确定建筑物的自然通风开口面积。
6.4.3复合通风的运行控制设计。
复合通风系统应根据控制目标设置控制必要的监测传感器和相应的系统切换启闭执行机构。复合通风系统通常的控制目标包括消除室内余热余湿和满足卫生要求，所对应的监测传感器包括温湿度传感器及CO2、CO等。自然通风、机械通风系统应设置切换启闭的执行机构，依据传感器监测值进行控制，可以作为楼宇自控系统(BAS)的一部分。复合通风应首先利用自然通风，根据传感器的监测结果判断是否开启机械通风系统。控制参数不能满足要求即室内污染物浓度超过卫生标准限值，或室内温湿度高于设定值。例如当室外温湿度适宜时，通过执行机构开启建筑外围护结构的通风开口，引入室外新风带走室内的余热余湿及有害污染物，当传感器监测到室内CO2浓度超过1000μg／g，或室内温湿度超过舒适范围时，开启机械通风系统，此时系统处于自然通风和机械通风联合运行状态。当室外参数进一步恶化，如温湿度升高导致通过复合通风系统也不能满足消除室内余热余湿要求时，应关闭复合通风系统，开启空调系统。
6.4.4复合通风考虑温度分层的条件。
按照国内外已有研究结果，除薄膜构造外，通常对于屋顶保温良好、高度在15m以内的大空间可以不考虑上下温度分布不均匀的问题。而对于高度大于15m的大空间，在设计建筑复合通风系统时，需要考虑不同运行工况的气流组织，避免建筑内不同区域之间的通风效果有较大差别，在分析气流组织的时候可以采用CFD技术。人员过渡区域及有固定座位的区域要重点核算。

张培哲 · 2020-2-10 18:17:09

6.5设备选择与布置

6.5.1 通风机应根据管路特性曲线和风机性能曲线进行选择，并应符合下列规定：
   1 通风机风量应附加风管和设备的漏风量。送、排风系统可附加5％～10％，排烟兼排风系统宜附加10％一20％；
   2 通风机采用定速时，通风机的压力在计算系统压力损失上宜附加10％～15％；
   3 通风机采用变速时，通风机的压力应以计算系统总压力损失作为额定压力；
   4 设计工况下，通风机效率不应低于其最高效率的90％；
   5 兼用排烟的风机应符合国家现行建筑设计防火规范的规定。
6.5.2选择空气加热器、空气冷却器和空气热回收装置等设备时，应附加风管和设备等的漏风量。系统允许漏风量不应超过第6.5.1条的附加风量。
6.5.3通风机输送非标准状态空气时，应对其电动机的轴功率进行验算。
6.5.4多台风机并联或串联运行时，宜选择相同特性曲线的通风机。
6.5.5当通风系统使用时间较长且运行工况(风量、风压)有较大变化时，通风机宜采用双速或变速风机。
6.5.6排风系统的风机应尽可能靠近室外布置。
6.5.7符合下列条件之一时，通风设备和风管应采取保温或防冻等措施：
   1 所输送空气的温度相对环境温度较高或较低，且不允许所输送空气的温度有较显著升高或降低时；
   2 需防止空气热回收装置结露(冻结)和热量损失时；
   3 排出的气体在进入大气前，可能被冷却而形成凝结物堵塞或腐蚀风管时。
6.5.8通风机房不宜与要求安静的房间贴邻布置。如必须贴邻布置时，应采取可靠的消声隔振措施。
6.5.9排除、输送有燃烧或爆炸危险混合物的通风设备和风管，均应采取防静电接地措施(包括法兰跨接)，不应采用容易积聚静电的绝缘材料制作。
6.5.10空气中含有易燃易爆危险物质的房间中的送风、排风系统应采用防爆型通风设备；送风机如设置在单独的通风机房内且送风干管上设置止回阀时，可采用非防爆型通风设备。

条文说明

6.5设备选择与布置
6.5.1、6.5.2 选择通风设备时附加的规定。
在通风和空调系统运行过程中，由于风管和设备的漏风会导致送风口和排风口处的风量达不到设计值，甚至会导致室内参数(其中包括温度、相对湿度、风速和有害物浓度等)达不到设计和卫生标准的要求。为了弥补系统漏风可能产生的不利影响，选择通风机时，应根据系统的类别(低压、中压或高压系统)、风管内的工作压力、设备布置情况以及系统特点等因素，附加系统的漏风量。如：能量回收器(转轮式、板翅式、板式等)往往布置在系统的负压段，其本身存在漏风量。由于系统的漏风量有时需要通过加热器、冷却器或能量回收器等进行处理，因此，在选择此类设备时应附加风管的漏风量。
风管漏风量的大小取决于很多因素，如风管材料、加工及安装质量、阀门的设置情况和管内的正负压大小等。风管的漏风量(包括负压段渗入的风量和正压段泄漏的风量)，是上述诸因素综合作用的结果。由于具体条件不同，很难把漏风量标准制定得十分细致、确切。为了便于计算，条文中根据我国常用的金属和非金属材料风管的实际加工水平及运行条件，规定一般送排风系统附加5％～10％，排烟系统附加10％～20％。需要指出，这样的附加百分率适用于最长正压管段总长度不大于50m的送风系统和最长负压管段总长度不大于50m的排风系统。对于比这更大的系统，其漏风百分率可适当增加。有的全面排风系统直接布置在使用房间内，则不必考虑漏风的影响。
当系统的设计风量和计算阻力确定以后，选择通风机时，应考虑的主要问题之一是通风机的效率。在满足给定的风量和风压要求的条件下，通风机在最高效率点工作时，其轴功率最小。在具体选用中由于通风机的规格所限，不可能在任何情况下都能保证通风机在最高效率点工作，因此条文中规定通风机的设计工况效率不应低于最高效率的90％。一般认为在最高效率的90％以上范围内均属于通风机的高效率区。根据我国目前通风机的生产及供应情况来看，做到这一点是不难的。
常用的通风机，按其工作原理可分为离心式、轴流式和贯流式三种。近年来在工程中广泛使用的混流式风机以及斜流式风机等均可看成是上述风机派生而来的。从性能曲线看，离心式通风机可以在很宽的压力范围内有效地输送大风量或小风量，性能较为平缓、稳定，适应性较广。轴流式通风机不如离心式通风机那样的风压，但可以在低压下输送大风量，其流量较高，压力较低，在性能曲线最高压力点的左边有个低谷，这是由风机的喘振引起的，使用时应避免在此段曲线间运行。通常情况下轴流式通风机的噪声比离心式通风机高。混流式和斜流式通风机的风压高于同机号的轴流式风机，风量大于同机号的离心式风机，效率较高、高效区较宽、噪声较低、结构紧凑且安置方便，应用较为广泛。通常风机在最高效率点附近运行时的噪声最小，越远离最高效率点，噪声越大。
另外，需要提醒的是，通风机选择中的各种附加应明确特定设计条件合理确定，更要避免重复多次附加造成选型偏差。
6.5.3输送非标准状态空气时选择通风机及电动机的有关规定。
当所输送的空气密度改变时，通风系统的通风机特性和风管特性曲线也将随之改变。非标准状态时通风机产生的实际风压也不是标准状态时通风机性能图表上所标定的风压。在通风空调系统中的通风机的风压等于系统的压力损失。在非标准状态下系统压力损失或大或小的变化，同通风机风压或大或小的变化不但趋势一致，而且大小相等。也就是说，在实际的容积风量一定的情况下，按标准状态下的风管计算表算得的压力损失以及据此选择的通风机，也能够适应空气状态变化了的条件。由此，选择通风机时不必再对风管的计算压力损失和通风机的风压进行修正。但是，对电动机的轴功率应进行验算，核对所配用的电动机能否满足非标准状态下的功率要求，其式如下：

式中：

——电动机的轴功率（kW）；
               L——通风机的风量（m3/h）；
               P——非标准状态下，风机所产生的风压（全压）（Pa）；

——通风机的内效率；

——通风机的机械传动效率。
风机样本所提供的性能曲线和性能数据，通常是按标准状态下(大气压力101.3kPa、温度20℃、相对湿度50％、密度1.2kg／m3)编制的。当输送的介质密度、转数等条件改变时，其性能应按风机相似工况参数各换算公式(省略)进行换算。当大气压力和空气温度为非标准状态时，可按下列公式计算，得出转数不变时，该风机在非标准状态下所产生的风压(全压)(Pa)。

式中：

——标准状态下的大气压（Pa）；

——非标准状态下的大气压（Pa）；

——风机在标准状态或特性表状态下的风压（全压）（Pa）；

——标准条件下的空气温（℃）；
t——非标准条件下的空气温度（℃）。

鉴于多年来有的设计人员在选择通风机时存在着随意附加的现象，为此，条文中特加以规定。
6.5.4通风机的并联与串联。
通风机的并联与串联安装，均属于通风机联合工作。采用通风机联合工作的场合主要有两种：一是系统的风量或阻力过大，无法选到合适的单台通风机；二是系统的风量或阻力变化较大，选用单台通风机无法适应系统工况的变化或运行不经济。并联工作的目的，是在同一风压下获得较大的风量；串联工作的目的，是在同一风量下获得较大的风压。在系统阻力即通风机风压一定的情况下，并联后的风量等于各台并联通风机的风量之和。当并联的通风机不同时运行时，系统阻力变小，每台运行的通风机之风量，比同时工作时的相应风量大；每台运行的通风机之风压，则比同时运行的相应风压小。通风机并联或串联工作时，布置是否得当是至关重要的。有时由于布置和使用不当，并联工作不但不能增加风量，而且适得其反，会比一台通风机的风量还小；串联工作也会出现类似的情况，不但不能增加风压，而且会比单台通风机的风压小，这是必须避免的。
由于通风机并联或串联工作比较复杂，尤其是对具有峰值特性的不稳定区，在多台通风机并联工作时易受到扰动而恶化其工作性能；因此设计时必须慎重对待，否则不但达不到预期目的，还会无谓地增加能量消耗。为简化设计和便于运行管理，条文中规定，多台风机并联运行时，应选择相同特性曲线的通风机。多台风机串联运行时，应选择相同流量的通风机。并应根据风机性能曲线与所在管网阻力特性曲线的串／并联条件下的综合特性曲线判断其实际运行状态、使用效果及合理性。多台风机并联时，风压宜相同；多台风机串联时，流量宜相同。
6.5.5双速或变速风机的采用。
随着工艺需求和气候等因素的变化，建筑对通风量的要求也随之改变。系统风量的变化会引起系统阻力更大的变化。对于运行时间较长且运行工况(风量、风压)有较大变化的系统，为节省系统运行费用，宜考虑采用双速或变速风机。通常对于要求不高的系统，为节省投资，可采用双速风机，但要对双速风机的工况与系统的工况变化进行校核。对于要求较高的系统，宜采用变速风机。采用变速风机的系统节能性更加显著。采用变速风机的通风系统应配备合理的控制。
6.5.6排风风机的布置。
风管漏风是难以避免的，在6.5.1条和6.5.2条对此有说明。对于排风系统中处于风机正压段的排风管，其漏风将对建筑的室内环境造成一定的污染，此类情况时有发生。如厨房排油烟系统、厕所排风系统及洗衣机房排风系统等，由于排风正压段风管的漏风可能对建筑室内环境造成的再次污染。因此，尽可能减少排风正压段风管的长度可有效降低对室内环境的影响。
6.5.7通风设备和风管的保温、防冻。
通风设备和风管的保温、防冻具有一定的技术经济意义，有时还是系统安全运行的必要条件。例如，某些降温用的局部送风系统和兼作热风供暖的送风系统，如果通风机和风管不保温，不仅冷热耗量大不经济，而且会因冷热损失使系统内所输送的空气温度显著升高或降低，从而达不到既定的室内参数要求。又如，锅炉烟气等可能被冷却而形成凝结物堵塞或腐蚀风管。位于严寒地区和寒冷地区的空气热回收装置，如果不采取保温、防冻措施，冬季就可能冻结而不能发挥应有的作用。此外，某些高温风管如不采取保温的办法加以防护，也有烫伤人体的危险。
6.5.8通风机房的布置。
为了降低通风机对要求安静房间的噪声干扰，除了控制通风机沿通风管道传播的空气噪声和沿结构传播的固体振动外，还必须减低通风机透过机房围护结构传播的噪声。要求安静的房间如卧室、教室、录音室、阅览室、报告厅、观众厅、手术室、病房等。
6.5.9通风设备及管道的防静电接地等要求。
当静电积聚到一定程度时，就会产生静电放电，即产生静电火花，使可燃或爆炸危险物质有引起燃烧或爆炸的可能；管内沉积不易导电的物质和会妨碍静电导出接地，有在管内产生火花的可能。防止静电引起灾害的最有效办法是防止其积聚，采用导电性能良好(电阻率小于106Ω·cm)的材料接地。因此做了如条文中的有关规定。
法兰跨接系指风管法兰连接时，两法兰之间须用金属线搭接。
6.5.10本条文是从保证安全的角度制定的。
空气中含有易燃易爆危险物质的房间中的送风、排风设备，当其布置在单独隔开的送风机室内时，由于所输送的空气比较清洁，如果在送风干管上设有止回阀门时，可避免有燃烧或爆炸危险性物质窜入送风机室，这种情况下，通风机可采用普通型。

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。