空调工程施工设计说明

PAGEPAGE109空调一般规定设置空调的条件件。修改原规规范第5.1.1条。随着经济建设的的发展和人民民生活水平的的日益提高，当当设置空调后后，提高了人人员的劳动生生产率和工作作效率，从而而增加了经济济效益；在医医疗、高温作作业等方面，设设置空调后有有益于疾病的的康复和恢复复疲劳等作用用；对于诸如如发热量较大大的地下室设设备用房采用用通风方式降降温，通风系系统投资多，进进排风口设置置困难，而如如采用简单的的空调设备实实现降温目的的，往往更经经济。因此本本条增加了后后三款设置空空调的条件。对空调区的面积积、散热散湿湿设备和设置置全室性空调调的要求。修修改原规范第第5.1.2条。本次修订将“空空调房间”均改称“空调区”。以下同。本条是从减少空空调区的面积积，以节约投投资和运行费费用为目的。对于工艺性空调调，宜采取经经济有效的局局部工艺措施施或局部区域域的空调代替替全室性空调调，以达到节节能降耗的目目的。如储存存受潮后易生生锈的金属零零件，若采用用全室性空调调保持低温要要求，是不经经济的，而在在工艺上采用用干燥箱储存存这些零件，是是行之有效的的好办法；又又如，电表厂厂的标准电阻阻，要求温度度波动小，而而将标准电阻阻放在油箱内内，用半导体体制冷，保持持油箱内的温温度，就可不不设全室性空空调；再如，对对于厂房内个个别设备或工工艺生产线有有空调要求，采采用罩子等将将其隔开，在在此局部区域域内进行空调调，既可满足足工艺要求，又又较整个区域域空调节约投投资。空调区的散热散散湿设备越少少，越容易达达到温湿度的的要求，同时时也比较经济济，因此规定定宜减少空调调区的散热散散湿设备。对于高大空间，取取消了层高大大于10m的限制。当当工艺或使用用要求允许仅仅在下部区域域进行空调时时，采用分层层式送风或下下部送风的气气流组织方式式，以达到节节能的目的。有压差要求的空空调区的压差差要求。修改改原规范第5.1.3条。保持正压，能防防止室外空气气渗入，有利利于保证房间间清洁度和室室内参数少受受外界干扰。舒适性空调室内内正压值不宜宜过小，也不不宜过大。当当室内正压为为5Pa时，相相当于由门窗窗缝隙压出的的风速为2.85m//s。也就是是说，当室外外平均风速小小于2.85m//s时，采用5Pa的正压值值，一般就可可以满足要求求。当室内正正压值为10Pa时，保持持室内正压所所需的风量，每每小时约为1.0~11.5次换气，舒舒适性空调的的新风量一般般都能满足此此要求。室内内正压值超过过50Pa时，会使人人体感到不舒舒适，而且需需加大新风量量，增加能耗耗，同时开门门也较困难。因因此规定不应应大于50Pa。对于工艺性空调调，因与其相相通房间的压压力差有特殊殊要求，其压压差值应按工工艺要求确定定。空调区房间的布布置要求。修修改原规范第第5.1.4条。空调区房间集中中布置，是为为了减少空调调区房间的外墙、与与非空调区房间相邻的内内墙及楼板的的保温隔热工工程量，减少少系统的冷热热负荷，以降降低空调系统统投资及建筑筑造价，便于于维护管理。围护结构的传热热系数。修改改原规范第55.1.5条条。提高围护结构传传热系数要求求的严格程度度，由“不宜”改为“不应”，以满足节节能要求。建筑物围护结构构（墙体及屋屋面）的传热热系数K值的大小，是是能否保证空空调区正常生生产条件，影影响空调工程程综合造价高高低，维护费费用多少的主主要因素之一一。K值愈小，则则耗冷量愈小小，空调系统统愈经济。而而K值又受建筑筑结构与材料料等投资影响响，不能无限限制地减小。传传热系数K值的选择与与保温材料价价格及导热系系数、室内外外计算温差、初初投资费用系系数、年维护护费用系数以以及保温材料料的投资回收收年限等各项项因素有关，而而不同地区的的热价、电价价、水价、保保温材料价格格及系统工作作时间等也不不是不变的，很很难给出一个个固定不变的的经济K值。因此，本本条除强调应应通过技术经经济比较确定定合理的K值外，对工工艺性空调，给给出了围护结结构最大K值。目前的公公共建筑（尤尤其商业建筑筑）围护结构构热工参数往往往达不到严严寒、寒冷地地区《民用建建筑节能设计计标准（采暖暖居住建筑部部分）》（JGJ226）、《夏热热冬冷地区居居住建筑节能能设计标准》（JGJ134）、《旅游旅馆建筑热工及空气调节节能设计标准》（GB50189）中有关的规定。为了节约能源、降低能耗，在《公共建筑节能设计标准》未颁布之前，舒适性空调围护结构K值应参照执行现行节能设计标准确定。围护结构的热惰惰性指标。修修改原规范第第5.1.66条。提高围护结构热热惰性指标D值要求的严严格程度，由由“不宜”改为“不应”，以满足热热稳定要求。热惰性指标D值值直接影响室室内温度波动动范围，其值值大则室温波波动范围就小小，其值小则则相反。热惰惰性指标D值直接影响响室内温度波波动范围，其其值大则室温温波动范围就就小，其值小小则相反。关于空调区外墙墙、外墙朝向向及其所在层层次的规定。沿沿用原规范第第5.1.7条。根据实测表明，对对于空调区西西向外墙，当当其传热系数数为0.34~0.40W//(m2·℃)，室内外温温差为10.5~~24.5℃时，距墙面100mm以内的空空气温度不稳稳定，变化在在±0.3℃以内；距墙墙面100mm以外时，温温度就比较稳稳定了。因此此，对于室温温允许波动范范围大于或等等于±1.0℃的空调区来来说，有西向向外墙，也是是可以的，对对人员活动区区的温度波动动不会有什么么影响。但从从减少室内冷冷负荷出发，则则宜减少西向向外墙以及其其他朝向的外外墙；如有外外墙时，最好好为北向，且且应避免将空空调区设置在在顶层。为了保持室温的的稳定性和不不减少人员活活动区的范围围，对于室温温允许波动范范围为±0.5℃的空调区，不不宜有外墙，如如有外墙，应应北向；对于于室温允许波波动范围为±0.1~~0.2℃的空调区，不不应有外墙。屋顶受太阳辐射射热的作用后后，能使屋顶顶表面温度升升高35~40℃，屋顶温度度的波幅可达达±28℃。为了减少少太阳辐射热热对室温波动动要求小于或或等于±0.5℃空调区的影影响，所以规规定当其在单单层建筑物内内时，宜设通通风屋顶。在北纬23.55°及其以南的的地区，北向向与南向的太太阳辐射照度度相差不大，且且均较其他朝朝向小，故可可采用南向或或北向外墙。对对于本规范第第6.1.9条来说，则则可采用南向向或北向外窗窗。空调建筑的外窗窗要求。修改改原规范第5.1.8条。外窗面积的大小小不仅影响空空调房间的负负荷大小，而而且影响到空空调房间温湿湿度波动范围围。普通窗户户的保温隔热热性能比外墙墙差很多，夏夏季白天通过过窗户进入的的太阳辐射热热也比外墙多多得多，窗面面积比越大，则则空调的能耗耗也越大。因因此，从节能能的角度考虑虑，应限制外外窗的传热系系数。为了节节约能源、降降低能耗，在在《公共建筑筑节能设计标标准》未颁布布之前，应参参照国家现行行的有关节能能设计标准执执行。条文中还对外窗窗玻璃的遮阳阳系数作了规规定，此数据据是参考了《旅旅游旅馆建筑筑热工与空气气调节节能设设计标准》（GB500189），本条文文作“宜”考虑。工艺性空调区的的外窗朝向。沿沿用原规范第第5.1.9条。根据调查、实测测和分析：当当室温允许波波动范围大于于±1.0℃时，从技术术上来看，可可以不限制外外窗朝向，但但从降低空调调系统造价考考虑，应尽量量采用北向外外窗；室温允允许波动范围围为±1.0℃的空调区，由由于东、西向向外窗的太阳阳辐射热可以以直接进入人人员活动区，故故不应有东、西西向外窗；据据实测，室温温允许波动范范围为±0.5℃的空调区，对对于双层毛玻玻璃的北向外外窗，室内外外温差为9.4℃时，窗对室室温波动的影影响范围在200mm以内，故故如有外窗，应应北向。设置门斗的要求求。修改原规规范第5.1.110条。从调查来看，一一般空调区的的外门均设有有门斗，内门门（指空调区区与非空调区区或走廊相通通的门）一般般也设有门斗斗（走廊两边边都是空调区区的除外，在在这种情况下下，门斗设在在走廊的两端端）。与邻室室温差较大的的空调区，设设计中也有未未设门斗的，但但在使用过程程中，由于门门的开启对室室温波动影响响较大，因此此在后来也采采取了一定的的措施。按北北京、上海、南南京、广州等等地空调区的的实际使用情情况，规定门门两侧温差大大于或等于7℃时，应采用用保温门；同同时对工艺性性（即对室内内温度波动范范围要求较严严格的）空调调区的内门和和门斗，作了了如条文中表表6.1.110的有关规定定。对舒适性空调区区开启频繁的的外门，也作作了宜设门斗斗，必要时设设置空气幕的的规定，并增增加了宜设置置旋转门、弹弹簧门等要求求。旋转门或或弹簧门在现现在的建筑物物中被广泛应应用，它能有有效地阻挡通通过外门的冷冷、热空气渗渗透。空调全年能耗分分析的要求。新新增条文。对规模较大、要要求较高或功功能复杂的建建筑物，在确确定空调方案案时，原则上上宜对各种可可行的方案及及运行模式进进行全年能量量分析，才能能使系统的配配置最合理，运运行模式及控控制策略最优优化。负荷计算逐时冷负荷计算算的要求。新新增条文。强强制条文。近些年来，全国国各地暖通工工程设计过程程中滥用单位位冷负荷指标标的现象十分分普遍。估算算的结果当然然总是偏大，并并由此造成“一大三大”的后果，即即总负荷偏大大，从而导致致主机偏大、管管道输送系统统偏大、末端端设备偏大。由由此给国家和和投资者带来来巨大损失，给给节能和环保保带来的潜在在问题也是显显而易见的。因因此，规范必必须对这个问问题有个明确确的规定。空调区的夏季得得热量。修改改原规范第5.2.1条。在计算得热量时时，只能计算算空调区域得得到的热量（包包括空调区自自身的得热量量和由空调区区外传入的得得热量，例如如分层空调中中的对流热转转移和辐射热热转移等），处处于空调区域域之外的得热热量不应计算算。故取消原原条文中的“室内”二字。明确确指出食品的的散热量应予予以考虑，因因为该项散热热量对于若干干民用建筑（如如饭店、宴会会厅等）的空空调负荷影响响颇大。空调区的夏季冷冷负荷。修改改原规范第5.2.2条。提升条文的严格格程度，将“宜”改为“应”。得热量与与冷负荷是两两个不同的概概念，不能再再留混淆余地地。本条从现代负荷荷计算方法的的基本原理出出发，规定了了计算夏季冷冷负荷所应考考虑的基本因因素；强调指指出得热量与与冷负荷是两两个不同的概概念；明确规规定了应按非非稳态传热方方法进行负荷荷计算的各种种得热项目。以空调房间为例例，通过围护护结构进入房房间的，以及及房间内部散散出的各种热热量，称为房房间得热量。为为保持所要求求的室内温度度必需由空调调系统从房间间带走的热量量称为房间冷冷负荷。二者者在数值上不不一定相等，这这取决于得热热中是否含有有时变的辐射射成分。当时时变的得热量量中含有辐射射成分时，或或者虽然时变变得热曲线相相同但所含的的辐射百分比比不同时，由由于进入房间间的辐射成分分不能被空调调系统的送风风消除，只能能被房间内表表面及室内各各种陈设所吸吸收、反射、放放热、再吸收收，再反射、再再放热……，在多次放放热过程中，由由于房间及陈陈设的蓄热——放热作用，得得热当中的辐辐射成分逐渐渐转化为对流流成分，即转转化为冷负荷荷。显然，此此时得热曲线线与负荷曲线线不再一致。比比起前者，后后者线型将产产生峰值上的的衰减和时间间上的延迟，这这对于削减空空调设计负荷荷有重要意义义。室外或邻室计算算温度。沿用用原规范第5.2.3条的内容，只只做适当的文文字改动。6.2.5~66.2.7外墙、屋顶顶和外窗传热热形成的逐时时冷负荷。修修改原规范第第5.2.4条，沿用第5.2.5条。6.2.5条对对于原条款增增加“注2”，提醒设计计人员在进行行局部区域空空调负荷计算算时，不要把把不处于空调调区的屋顶形形成的负荷全全部考虑进去去。冷负荷计算温度度的确定过程程比较复杂，而而且有不同的的计算方法，国国内一些技术术手册中均有有现成的表格格可查。在此此必须说明，本本条用冷负荷荷计算温度计计算冷负荷的的公式，是基基于国内各种种计算方法的的一种综合的的表达形式，并并不是特指某某一种具体计计算方法。对于一般要求的的空调区，由由于室外扰动动因素经历了了围护结构和和空调区的双双重衰减作用用，负荷曲线线已相当平缓缓。为减少计计算工作量，对对非轻型外墙墙，室外计算算温度可采用用平均综合温温度代替冷负负荷计算温度度。6.2.8内内围护结构传传热形成的冷冷负荷。沿用用原规范第5.2.6条。当相邻空调区的的温差大于3℃时，通过隔隔墙或楼板等等传热形成的的冷负荷，在在空调区的冷冷负荷中占有有一定比重，在在某些情况下下是不宜忽略略的，因此作作了本条规定定。6.2.8地地面传热形成成的冷负荷。沿沿用原规范第第5.2.7条。对于工艺性空调调区，当有外外墙时，距外外墙2m范围内的地地面，受室外外气温和太阳阳辐射热的影影响较大。测测定结果表明明，例如对西西外墙，当其其为K=0..34W/((m2·℃)的混凝土地地面时，距地地面1.2m高处测得西西外墙的内表表面温度比室室温高0.77~0.95℃，距西外墙墙内表面0.7m处，测得地地面的表面温温度比室温高高1.2~11.26℃，即地面温温度比西外墙墙的内表面温温度还高。分分析其原因，可可能是混凝土土地面的K值比西外墙墙的要大一些些的缘故。所所以规定距外外墙2m范围内的地地面须计算传传热形成的冷冷负荷。对于舒适性空调调区，夏季通通过地面传热热形成的冷负负荷所占的比比例很小，故故可以忽略不不计。6.2.9透透过玻璃窗进进入的太阳辐辐射热量。修修改原规范第第5.2.8条。对于有外窗的空空调区，透过过玻璃窗进入入室内的太阳阳辐射热形成成的冷负荷，在在空调区总负负荷中占有举举足轻重的地地位。因此，正正确计算透过过窗户进入室室内的太阳辐辐射热量十分分重要。本规规范附录B所列夏季透透过标准窗玻玻璃的太阳辐辐射照度，是是针对裸露的的单位净面积积标准窗玻璃璃给出的。对对于实际使用用的玻璃窗，当当计算其透过过太阳辐射热热量时，则不不但要考虑窗窗框、窗玻璃璃种类及窗户户层数的影响响，更重要的的是要考虑各各种遮阳物的的影响，其中中包括内遮阳阳设施、外遮遮阳设施（包包括窗洞、窗窗套的遮阳作作用）以及位位于空调建筑筑物附近的高高大建筑物和和构筑物的影影响。一些遮遮阳设施的遮遮阳作用，则则应通过建筑筑光学中关于于阴影的计算算方法加以考考虑。6.2.10透过玻璃窗窗进入的太阳阳辐射热形成成的冷负荷。修修改原规范第第5.2.9条。提升严格程度，将“宜”改为“应”，并使表述更确切。如本规范第6..2.3条的说明所所述，由于透透过玻璃窗进进入空调区的的太阳辐射热热量随时间变变化，而且其其中的辐射成成分又随着遮遮阳设施类型型和窗面送风风状况的不同同而异，因此此，这项得热热量形成的冷冷负荷，应根根据实际采用用的遮阳方法法、窗内表面面空气流动状状态以及空调调区的蓄热特特性计算确定定。由于计算算过程比较复复杂，可直接接使用专门的的计算表格或或计算机程序序求解。6.2.11人体、照明明和设备等散散热形成的冷冷负荷。修改改原规范第5.2.110条。非全天工作的照照明、设备、器器具以及人员员等室内热源源散热量，因因具有时变性性质，且包含含辐射成分，所所以这些散热热曲线与它们们所形成的负负荷曲线是不不一致的。根根据散热的特特点和空调区区的热工状况况，按照负荷荷计算理论，依依据给出的散散热曲线可计计算出相应的的负荷曲线。在在进行具体的的工程计算时时，可直接查查计算表或使使用计算机程程序求解。人员“群集系数数”，系指人员员的年龄构成成、性别构成成以及密集程程度等情况的的不同而考虑虑的折减系数数。年龄不同同和性别不同同，人员的小小时散热量就就不同。例如如，成年女子子的散热量约约为成年男子子散热量的85%，儿童散热热量相当于成成年男子散热热量的75%。设备的“功率系系数”，系指设备备小时平均实实耗功率与其其安装功率之之比。设备的“通风保保温系数”，系指考虑虑设备有无局局部排风设施施以及设备热热表面是否保保温而采取的的散热量折减减系数。6.2.12空调区的夏夏季散湿量。沿沿用原规范第第5.2.111条。空调区的计算散散湿量，直接接关系到空气气处理过程和和空调系统的的冷负荷。把把散湿量的各各个项目一一一列出，单独独形成一条，是是为了把湿量量问题提得更更加明确，并并且与本规范范6.2.2条8款相呼应，强强调了与显热热得热量性质质不同的各项项有关的潜热热得热量。6.2.13散湿量的计计算。修改原原规范第5.2.112条。本条所说的人员员群集系数，指指的是集中在在空调区内的的各类人员的的年龄构成、性性别构成和密密集程度不同同而使人均小小时散湿量发发生变化的折折减系数。例例如，儿童和和成年女子的的散湿量约为为成年男子相相应散湿量的的75%和85%。考虑人员员群集的实际际情况，将会会把以往计算算偏大的湿负负荷减低下来来。“通风系数”，系系指考虑散湿湿设备有无排排风设施而采采用的散湿量量折减系数。当当按照本规范范第6.2.111条从有关工工具书中查找找通风保温系系数时，“设备无保温”情况下的通通风保温系数数值，即为本本条文的通风风系数值。6.2.14空调区和空空调系统的夏夏季冷负荷。修改原规范第5.2.13条。强制条文。根据空调区的同同时使用情况况、空调系统统类型及控制制方式等各种种情况的不同同，在确定空空调系统夏季季冷负荷时，主主要有两种不不同算法：一一个是取同时时使用的各空空调区逐时冷冷负荷的综合合最大值，即即从各空调区区逐时冷负荷荷相加之后得得出的数列中中找出的最大大值；一个是是取同时使用用的各空调区区夏季冷负荷荷的累计值，即即找出各空调调区逐时冷负负荷的最大值值并将它们相相加在一起，而而不考虑它们们是否同时发发生。后一种种方法的计算算结果显然比比前一种方法法的结果要大大。例如：当当采用变风量量集中式空调调系统时，由由于系统本身身具有适应各各空调区冷负负荷变化的调调节能力，此此时即应采用用各空调区逐逐时冷负荷的的综合最大值值；当末端设设备没有室温温控制装置时时，由于系统统本身不能适适应各空调区区冷负荷的变变化，为了保保证最不利情情况下达到空空调区的温湿湿度要求，即即应采用各空空调区夏季冷冷负荷的累计计值。所谓附加冷负荷荷，系指新风风冷负荷，空空气通过风机机、风管的温温升引起的冷冷负荷，冷水水通过水泵、水水管、水箱的的温升引起的的冷负荷以及及空气处理过过程产生冷热热抵消现象引引起的附加冷冷负荷等。6.2.15空调系统的的冬季热负荷荷。沿用原规规范第5.2.144条。空调区的冬季热热负荷和采暖暖房间的热负负荷，计算方方法是一样的的，只是当空空调区有足够够的正压时，不不必计算经由由门窗缝隙渗渗入室内冷空空气的耗热量量。但是，考考虑到空调区区内热环境条条件要求较高高，区内温度度的不保证时时间应少于一一般采暖房间间，因此，在在选取室外计计算温度时，规规定采用平均均每年不保证证一天的温度度值，即应采采用冬季空调调室外计算温温度。6.3空调系系统选择空调系统的的原则。修改改原规范第5.3.1条。本条是选择空调调系统的总原原则，其目的的是为了在满满足使用要求求的前提下，尽尽量做到一次次投资省，系系统运行经济济，减少能耗耗。空调风系统的划划分。修改原原规范第5..3.2、5.3.33条。将原规范中对工工艺性空调系系统的要求扩扩展到一般的的空调系统。考考虑到设计中中经常将不同同要求的空调调区放置在一一个空调系统统中,难以控制制,影响使用用，所以不强强调室内参数数及要求相近近的空调区可可划为同一系系统,而强调不不同要求的空空调区宜分别别设置空调风风系统，但不不包括变风量量空调系统。增加了第3款对对空气的洁净净要求不同的的空调区的要要求。增加第5款，强强调了对空气气中含有易燃燃易爆物质的的空调区的要要求，具体做做法应遵循有有关的防火设设计规范。第6款同一时段段需供冷和供供热的空调区区，是指不同同朝向空调区区、周边区与与内区等。进进深较大的开开敞式办公用用房、大型商商场等，内外外区负荷特性性相差很大,,尤其是冬冬季或过渡季季,常常外区区需送热时,,内区因过过热需全年送送冷;过渡季节节朝向不同的的空调区也常常需要不同的的送风参数,,推荐按不同同区域分别设设置空调风系系统,易于调节节及满足使用用要求。全空气定风量空空调系统的选选择设计。修修改原规范第第5.3.44条。全空气系统存在在风管占用空空间较大的缺缺点,但人员较较多的空调区区新风比例较较大,与风机盘盘管加新风等等空气—水系统相比比,多占用空空间不明显；；人员较多的的大空间空调调负荷和风量量较大，便于于独立设置空空调风系统，因因而不存在多多空调区共用用全空气定风风量系统难以以分别控制的的问题；全空空气定风量系系统易于改变变新回风比例例，必要时可可实现全新风风送风，能够够获得较大的的节能效果；；全空气系统统的设备集中中，便于维修修管理；因此此，推荐在剧剧院、体育馆馆等人员较多多的大空间建建筑中采用。全空气定风量系系统易于消除除噪声、过滤滤净化和控制制空调区温湿湿度，且气流流组织稳定，因因此，推荐用用于要求较高高的工艺性空空调系统。一般情况下，在在全空气空调调系统（包括括定风量和变变风量系统）中不应采用用分别送冷热热风的双风管管系统，因该该系统热量互互相抵消，不不符合节能原原则。多空调区共用全全空气定风量量空调系统的的选择设计。修修改原规范第第5.3.44条。由于集中设置各各空调区共用用的全空气定定风量系统，难难以分别控制制室内参数，采采用末端再加加热又会使冷冷热相互抵消消，不节能，因因此只推荐在在负荷变化情情况相似的多多空调区共用用系统中采用用。当各空调调区需分别控控制，但室内内参数，尤其其是湿度的波波动范围要求求不高的舒适适性空调，宜宜采用变风量量或风机盘管管等空调系统统，不推荐采采用再热。一、二次回风系系统的选择。修修改原规范第第5.3.77条。目前定风量系统统多采用改变变冷热水水量量控制送风温温度，而不常常采用变动一一、二次回风风比的复杂控控制系统，且且变动一、二二次回风比会会影响室内相相对湿度的稳稳定，也不适适用于散湿量量大、温湿度度要求严格的的空调区，因因此在不使用用再热的前提提下，一般工工程推荐系统统简单、易于于控制的一次次回风系统。但采用下送风方方式的空调风风系统以及洁洁净室的空调调风系统（按按洁净要求确确定的风量，往往往大于用负负荷和允许送送风温差计算算出的风量），其其允许送风温温差都较小，为为避免再热量量的损失，也也可以使用二二次回风系统统。变风量空调系统统的选择。修修改原规范第第5.3.44条。变风量空调系统统具有控制灵灵活、卫生、节节约电能等特特点，在国外外已得到广泛泛的应用,近年来在我我国研制和使使用也有所发发展,因此本规范范对其适用条条件和要求做做出了规定。尤尤其是常年需需送冷的内区区，由于没有有多变的建筑筑围护结构负负荷，靠送风风量的变化，以以相对恒定的的送风温度，基基本上可满足足其负荷变化化；而空调外外区房间就较较复杂，一些些季节为满足足各房间和各各区域的不同同要求，常送送入较低温度度的一次风，需需要供热的空空调区靠末端端装置上的再再热盘管加热热，当送入的的冷空气靠制制冷机冷却时时，再热盘管管将形成冷热热抵消，因此此需全年送冷冷的内区更适适宜变风量系系统。变风量系统比其其他空调系统统造价高,比风机盘管管加新风系统统占据空间大大，是采用的的限制条件。由于变风量系统统的风量变化化范围有一定定的限制,且湿度不易易控制,因此，规定定不宜用在温温湿度精度要要求高的工艺艺性空调区;;变风量系统统末端装置由由于测量等需需要,需较高的风风速风压,以及末端阀阀门的节流、有有的还设小风风机等,都会产生较较高噪声,因此不适用用于播音室等等噪声要求严严格的空调区区。变风量空调系统统的设计。新新增条文。对变风量空调系系统，要求采采用风机调速速改变系统风风量，以达到到节能的目的的；不应采用用恒速风机通通过改变送、回回风阀的开度度实现变风量量等简易方法法。当送风量减少时时，新风量也也随之减少，会会产生新风不不满足卫生要要求的后果，因因此强调应采采取保证最小小新风量的措措施。变风量的末端装装置是指送风风口处的风量量是变化的，不不包括送风口口处风量恒定定的串联式风风机驱动型等等末端装置。当当送风口处风风量变化时，如如送风口选择择不当，会影影响到室内空空气分布。但但采用串联式式风机驱动型型等末端装置置时，则不存存在上述问题题。双风机式空调系系统的选择。修修改原规范第第5.3.111条。单风机式系统简简单、占地少少、一次投资资省、运转耗耗电量少，因因此常被采用用。但在需要要变换新风、回回风和排风量量时，单风机机式存在调节节困难、空调调处理机组容容易漏风等缺缺点；在系统统阻力大时，风风机风压高，耗耗电量大，噪噪声也较大。因因此宜采用双双风机式系统统。风机盘管加新风风系统的选择择设计。修改改原规范第55.3.5条条。风机盘管系统具具有各空调区区可单独调节节，比全空气气系统节省空空间，比带冷冷源的分散设设置的空调器器和变风量系系统造价低廉廉等优点，目目前仍在宾馆馆客房、办公公室等建筑中中大量采用，故故推荐使用。“加新风系统”是指新风需需经过处理，达达到一定的参参数要求，有有组织地送入入室内。如新新风与风机盘盘管吸入口相相接，或只送送到风机盘管管的回风吊顶顶处，将减少少室内的通风风量，当风机机盘管风机停停止运行时，新新风有可能从从带有过滤器器的回风口吹吹出，不利于于室内卫生；；新风和风机机盘管的送风风混合后再送送入室内的情情况，送风和和新风的压力力难以平衡，有有可能影响新新风量的送入入；因此推荐荐新风直接送送入室内。风机盘管加新风风系统存在着着不能严格控控制室内温湿湿度，常年使使用时，冷却却盘管外部因因冷凝水而滋滋生微生物和和病菌，恶化化室内空气等等缺点。因此此对温湿度和和卫生等要求求较高的空调调区限制使用用。由于风机盘管对对空气进行循循环处理，一一般不做特殊殊的过滤，所所以不应安装装在厨房等油油烟较多的空空调区，否则则会增加盘管管风阻力及影影响传热。变制冷剂流量分分体式空调系系统的选择。新新增条文。变制冷剂流量分分体式空调系系统，是日本本首先研制推推出的。其主主要工作原理理是，室内温温度传感器控控制室内机制制冷剂管道上上的电子膨胀胀阀，通过制制冷剂压力的的变化，对室室外机的制冷冷压缩机进行行变频调速控控制，或改变变压缩机的运运行台数、工工作气缸数、节节流阀开度等等，使系统的的制冷剂流量量变化，达到到制冷或制热热量随负荷变变化的目的。日日本大金工业业株式会社将将这种空调方方式注册为“VRV（VariaableRRefriggeranttVoluume）系统”。由于该空调方式式没有空调水水系统和冷却却水系统，系系统简单、不不需机房面积积，管理灵活活，可以热回回收，且自动动化程度较高高，近年已在在国内一些工工程中采用。条条文中的中小小型空调系统统，是指中小小型建筑物采采用集中空调调方式，或较较大型的建筑筑物由于管理理等方面的要要求，需要按按建筑物用途途分成若干中中小型集中空空调系统等情情况。该系统一次投资资较高，空气气净化、加湿湿，以及大量量使用新风等等比较困难，因因此应经过技技术经济比较较后采用。制制冷剂管道长长度、室内外外机位置有一一定限制等，是是采用该系统统的限制条件件。由于制冷冷剂直接进入入空调区，且且室内有电子子控制设备，当当用于有振动动、有油污蒸蒸汽、有产生生电磁波或高高频波设备的的场所时，易易引起制冷剂剂泄漏、设备备损坏、控制制器失灵等事事故，不宜采采用该系统。近年来，国外一一些生产厂新新推出了能同同时进行制冷冷和制热的热热回收机组。室室外机为双压压缩机和双换换热器，并增增加了一根制制冷剂连通管管道；当同时时需供冷和供供热时，需供供冷区域蒸发发器吸收的热热量，通过制制冷剂向需供供热区域的冷冷凝器借热，达达到了全热回回收的目的；；室外机的两两个换热器、需需供冷区域室室内机和需供供热区域室内内机换热器，根根据负荷的变变化，按不同同的组合作为为蒸发器或冷冷凝器使用，系系统控制灵活活，供热供冷冷一体化，符符合节能的原原则，所以推推荐采用这种种热回收式机机组。低温送风系统的的选择。新增增条文。低温送风系统具具有以下优点点：比常规系统送风风温差和冷水水温升大，送送风量和循环环水量小，减减小了空气处处理设备、水水泵、风道等等的初投资，节节省了机房面面积和风道所所占空间高度度；由于冷水温度低低，制冷能耗耗比常规系统统要高，但采采用蓄冷系统统时，制冷能能耗发生在非非用电高峰，而而用电高峰期期使用的风机机和冷水循环环泵的能耗却却有显著的降降低，因此与与冰蓄冷结合合使用的低温温送风系统明明显地减少了了用电高峰期期的电力需求求和运行费用用；特别适用于负荷荷增加而又不不允许加大管管道、降低层层高的改造工工程；加大了空气的除除湿量，降低低了室内湿度度，增强了室室内的热舒适适性。蓄冰空调冷源需需要较高的初初投资，实际际用电量也较较大，利用蓄蓄冰设备提供供的低温冷水水，与低温送送风系统结合合，则可有效效地减少初投投资和用电量量，且更能够够发挥减小电电力需求和运运行费用的优优点，所以特特别推荐使用用；其他能够够提供低温冷冷媒的冷源设设备，例如干干式蒸发或利利用乙烯乙二二醇水溶液做做冷媒的空气气处理机组，也也可采用低温温送风系统；；常规冷水机机组提供的5~7℃的冷水，也也可用于空气气冷却器的出出风温度为8~10℃的空调系统统。低温送风系统的的空调区相对对湿度较低，送送风量较小，因因此要求湿度度较高及送风风量较大的空空调区不宜采采用。低温送风系统的的设计。新增增条文。空气冷却器的出出风温度：制制约空气冷却却器出风温度度的条件是冷冷媒温度，如如冷却盘管的的出风温度与与冷媒的进口口温度之间的的温差（接近近度）过小，必必然导致盘管管传热面积过过大而不经济济，以致选择择盘管困难；；送风温度过过低还会带来来以下问题：：易引起风口结露露；不利于风口处空空气的混合扩扩散；当冷却盘管出风风温度低于7℃时，可能导导致直接膨胀胀系统的盘管管结霜和液态态制冷剂带入入压缩机。送风温升：低温温送风系统不不能忽视的还还有风机、风风道及末端装装置的温升（一一般可达3℃左右），并并考虑风口结结露等因素，才才能够最后确确定室内送风风温度及送风风量。室内设计等感温温度：常规系系统的室内相相对湿度为50%~660%，而低温送送风系统的室室内相对湿度度为40%左右，根据ASHRAAE19811—55标准，室内内相对湿度从从50%下降到35%时，干球温温度可提高0.56℃而热舒适度度不变，近年年的研究证明明提高的数值值可达1℃或更高。如如不提高设计计干球温度，系系统将增加潜潜热负荷，夏夏季人穿衣少少时会感觉偏偏冷；设计负负荷如过大，在在部分负荷时时，冷媒在管管内流速和传传热过分降低低，使出风温温度不稳定，采采用变风量系系统时，送风风量过小易引引起冷空气下下跌，如达变变风量下限时时仍然过冷，再再热量将增加加；因此，推推荐将室内干干球温度提高高1℃设计，以免免设计负荷过过大。空气处理机组的的选型：空气气冷却器的迎迎风面风速低低于常规系统统，是为了减减少风侧阻力力和冷凝水吹吹出的可能性性，并使出风风温度接近冷冷媒的进口温温度；为了获获得低出风温温度，冷却器器盘管的排数数和翅片密度度也高于常规规系统，但翅翅片过密或排排数过多会增增加风或水侧侧阻力、不便便于清洗、凝凝水易被吹出出盘管等，应应对翅片密度度和盘管排数数二者权衡取取舍，进行设设备费和运行行费的经济比比较，确定其其数值；为了了取得风水之之间更大的接接近度和温升升，及解决部部分负荷时流流速过低的问问题，应使冷冷媒流过盘管管的路径较长长，温升较高高，并提高冷冷媒流速与扰扰动，以改善善传热，因此此冷却盘管的的回路布置常常采用管程数数较多的分回回路的布置方方式，但增加加了盘管阻力力；基于上述述诸多因素，低低温送风系统统不能采用常常规空调系统统的空气处理理机组，必须须通过技术经经济分析比较较，严格计算算，进行设计计选型。本规规范参考《低低温送风系统统设计指南》（美美国AllannT.KiirkpattrickandJJamesS.Ellleson编著汪训昌译）一一书，它给出出了有关推荐荐数据。低温送风系统的的软启动：空空调送风系统统开始运行或或长时间停止止工作后启动动，室内相对对湿度和露点点温度较高，经经过降温处理理的送风若直直接进入室内内，风口表面面如降至周围围空气的露点点以下，会出出现结露现象象，低温送风风时尤为严重重。因此，强强调低温送风风时不能很快快地降低送风风温度，可采采用调节冷媒媒流量或温度度、逐步减小小末端加热量量等“软启动方式”，使送风温温度随室内相相对湿度的降降低而逐渐降降低。当末端端采用小风机机串联等混合合箱装置，混混合后的出风风温度接近常常规系统时，有有可能不存在在上述问题。低温送风系统的的保冷：由于于送风温度比比常规系统低低，为减少系系统冷量损失失和防止结露露，应保证系系统设备、管管道、末端送送风装置的正正确保冷与密密封，保冷层层应比常规系系统厚，见本本规范第7.9.4条的规定。低温送风系统的的末端送风装装置：因送风风温度低，为为防止低温空空气直接进入入人员活动区区，尤其是采采用变风量空空调系统,当低负荷低低送风量时，对对末端送风装装置的扩散性性或空气混合合性有更高的的要求，见本本规范第6.5.2条的规定。直流式系统的选选择。新增条条文。直流系统不包括括设置了回风风，但过渡季季可通过阀门门转换，采用用全新风直流流运行的全空空气系统。此此条是考虑节节能而规定的的，一般全空空气空调系统统不应采用冬冬夏季能耗较较大的直流式式（全新风）空空调系统，而而应采用有回回风的混风系系统。空调系统的新风风量。修改原原规范第5.3.8条。空调系统新风量量的要求，包包括风机盘管管、变制冷剂剂流量分体式式空调、水环环热泵的新风风系统等所有有空调系统。补偿排风和保持持室内正压的的要求不仅限限于生产厂房房，因此将此此要求扩展到到所有空调建建筑。有资料规定空调调系统的新风风量占送风量量的百分数不不应低于10%，但温湿度度波动范围要要求很小或洁洁净度要求很很高的空调区区送风量都很很大，如要求求最小新风量量达到送风量量的10%，新风量也也很大，不仅仅不节能，大大量室外空气气还影响了室室内温湿度的的稳定，增加加了过滤器的的负担；一般般舒适性空调调系统，按人人员和正压要要求确定的新新风量达不到到10%时，由于人人员较少，室室内CO2浓度也较小小（氧气含量量相对较高），也也没必要加大大新风量；因因此本规范没没有规定新风风量的最小比比例（即最小小新风比）。民民用建筑物主主要空调区新新风量的具体体数值可参照照本规范第3.1.9条说明中表3.1.9。用新风作冷源。修修改原规范第第5.3.77条。规定此条的目的的主要是为了节节约能源。此此外，遇有特特殊情况，需需要加大房间间的新风换气气量时，这种种空调系统可可方便地转换换为直流式通通风。除过渡季可使用用全新风外，还还有冬季不采采用最小新风风量的特例：：冬季发热量量较大的内区区，如采用最最小新风量，仍仍需要对空气气进行冷却，此此时可加大新新风量作为冷冷源。全空气系统不能能最大限度使使用新风的限限制条件，是是指室内温湿湿度允许波动动范围小或需需保持正压稳稳定的空调区区以及洁净室室等，应减少少过滤器负担担，不宜改变变或增加新风风量的情况。新风进风口。修修改原规范第第5.3.99条。新风进风口的面面积，应适应应新风量变化化的需要，是是指在过渡季季大量使用新新风时，可设设置最小新风风口和最大新新风口，或按按最大新风量量设置新风进进风口，并设设调节装置，以以分别适应冬冬夏和过渡季季节新风量变变化的需要。系统停止运行时时，进风口如如不能严密关关闭，夏季热热湿空气侵入入，会造成金金属表面和室室内墙面结露露；冬季冷空空气侵入，将将使室温降低低，甚至使加加热排管冻结结；所以规定定进风口处应应设有严密关关闭的阀门，寒寒冷和严寒地地区宜设保温温阀门。空调系统的排风风出路和风量量平衡。修改改原规范第55.3.100条。考虑空调系统的的排风出路（包包括机械排风风和自然排风风）及进行空空调系统的风风量平衡计算算，是为了使使室内正压不不要过大，造造成新风无法法正常送入。机械排风设施可可采用设回风风机的双风机机系统，或设设置专用排风风机；排风量量还应随新风风量变化，例例如采取控制制双风机系统统各风阀的开开度，或排风风机与送风机机联锁控制风风量等自控措措施。热回收。新增条条文。规定此条的目的的是为了节能能。空调系统统中处理新风风的冷热负荷荷占总冷热负负荷的比例很很大，根据北北京、上海、广广州地区5座高层饭店店客房区的空空调负荷统计计计算，处理理新风全年冷冷热负荷大约约为传热负荷荷的1~4倍，为为有效地减少少新风冷热负负荷，除规定定合理的新风风量标准之外外，还宜采用用热回收装置置回收空调排排风中的热量量和冷量，用用来预热和预预冷新风。空调系统风管的的风速。修改改原规范第55.3.122条。空调区大都有一一定的消声要要求，因此将将空调系统风风管列入本规规范第9章“消声与隔振”中，另作统统一规定。6.4空调调冷热水及冷冷凝水系统空调水参数。新新增条文。空调冷热水参数数数值的一般般情况是指以以水为冷媒、一一般建筑的空空调制冷系统统，有特殊工工艺要求和采采用乙烯乙二二醇水溶液等等蓄冰空调制制冷系统的情情况除外。根据空调冷水机机组蒸发温度度的要求，空空调冷水供水水温度不得低低于5℃，一般采用用7℃；考虑到高高层建筑竖向向分区采用板板式换热器等等情况，二次次水会升高11~2℃，因此规定定供水温度采采用5~9℃。空调热水水供水温度一一般采用600℃，但热泵机机组的产热水水温度一般为为45℃左右，考虑虑换热器温降降等因素，规规定为40~~65℃。我国空调冷热水水供回水温差差一般采用55℃和10℃，但吸收式式冷热水机组组的热水供回回水温差常为为4.2℃。其他国家家和地区也常常采用较大设设计温差，并并在国内一些些工程中使用用，例如，建建筑物空调冷冷水设计温差差取6~9℃，区域供冷冷为8~100℃，空调热水水取15℃。大温差设设计可减小水水泵耗电量和和管网管径，但但为保证末端端设备的平均均水温不变，要要求冷水机组组的出水温度度降低，使冷冷水机组效率率有所下降，所所以应综合考考虑确定。考考虑以上因素素，本条规定定了温差范围围（不包括喷喷水室系统），并并考虑到我国国目前制冷空空调设备常用用冷热量的名名义工况，推推荐了常用数数值。开式与闭式空调调水系统的选选择设计。修修改原规范第第6.1.9条。提倡采用一次投投资比较经济济的闭式循环环水系统，其其中也包括开开式膨胀水箱箱定压的系统统。必须采用用开式系统的的情况是指用用喷水室处理理空气的系统统，以及设置置蓄冷水池的的空调系统等等。开式系统设蓄水水箱是为了调调节和均衡用用户对水量的的需要。采用用沉浸式（水水箱型）蒸发发器时，因设设备本身起到到蓄水箱的作作用，虽可不不设或减少蓄蓄水箱容积，但但目前这种形形式的蒸发器器已基本不再再采用，因此此本规范仅对对一般开式系系统做出设置置蓄水箱的规规定。蓄水箱箱的蓄水量原原规范规定为为循环水量的的10%~225%，此次修订订为系统循环环水量的5%%~10%，相相当于循环水水泵3~5分钟的的流量，完全全可以满足要要求（蓄水箱箱不包括蓄冷冷水池）。两管制与四管制制空调水管路路系统的选择择。修改原规规范第5.33.13条第1款。将原规范风机盘盘管水系统扩扩大到所有空空调水系统的的范围。分区两管制水系系统，是指按按建筑物的负负荷特性，在在冷热源机房房内将整个空空调水路分为为冷水和冷热热水合用的两两个两管制系系统；不包括括四管制水系系统在某些分分路、立管或或末端设备的的支管处合并并成冷热水合合用的两管，在在多处靠阀门门转换，控制制供热或供冷冷的空调水系系统。进深较较大的空调区区，由于内区区和周边区的的负荷特点，往往往存在同时时需要分别供供冷和供热的的情况，采用用一般的两管管制系统是无无法解决的，采采用分区两管管制系统，在在冬季或过渡渡季可根据需需要，向不同同区域分别供供冷或供热，又又比四管制系系统节省投资资和空间尺寸寸，因此推荐荐采用。内外外区集中送新新风的风机盘盘管加新风的的分区两管制制系统的系统统形式，举例例如图6.4.3。一次泵与二次泵泵系统的选择择原则。新增增条文。一次泵系统简单单、一次投资资较低，因此此提倡在中小小型工程中采采用。系统较大、阻力力较高，且各各环路负荷特特性相差较大大（例如不同同时使用或负负荷高峰出现现的时间不同同），或阻力力相差悬殊时时（阻力相差差100kPPa以上），如如采用一次泵泵系统，水泵泵流量、扬程程及功率较大大，能耗较高高。因此，在在上述系统中中提倡采用二二次泵系统，可可以取得较显显著的节能效效果，并可保保证在供冷量量减少时，流流经冷水机组组的水流量恒恒定。而且，二二次泵流量的的应变范围较较大，还易适适应冬季供热热时水力工况况的变化。图6.4.3分分区两管制风风机盘管加新新风系统变流量系统的设设置。新增条条文。完全的定流量系系统，即使一一些冷水机组组停止运行，水水泵也全部运运行，造成空空调冷水的供供水温度升高高，空调设备备除湿能力降降低，且浪费费水泵能量，因因此，一般不不应采用。条条文中规定除除设置一台循循环泵的空调调水系统之外外，应能改变变系统流量。从从提高控制水水平和节能的的目的出发，宜宜采用自动控控制，不推荐荐手动控制。对于系统末端设设备、水泵、冷冷源等，所采采取的变流量量的具体控制制措施，见本本规范第8.5.6条规定。空调水管路系统统的分区。修修改原规范第第5.3.113条第2款。规定水系统的竖竖向分区应根根据设备、管管道及附件的的承压能力确确定的目的，一一是为了避免免因压力过大大造成系统泄泄漏，二是规规定在设备等等的承压能力力范围内不应应分区，以免免造成浪费。增加了按内外区区布置两管制制风机盘管水水系统的内容容。按负荷特特性分区布置置水系统管路路，便于集中中调节，所以以推荐采用，但但不做硬性规规定。例如当当所有风机盘盘管均设有自自动温控装置置时，可相对对灵活的布置置管路。空调水循环泵的的设置。修改改原规范6..1.11条条。冷热水泵是否合合用：由于冬冬夏季空调水水系统流量及及系统阻力相相差很大，两两管制系统如如冬夏季合用用循环水泵，一一般按系统的的供冷运行工工况选择循环环泵，供热时时系统和水泵泵工况不吻合合，往往水泵泵不在高效率率区运行，或或系统为小温温差大流量运运行等，造成成电能浪费，因因此不宜采用用。如采用，用用电量较小的的小型系统必必须采用时，需需校核供热工工况时水泵的的工作特性是是否在高效率率区，并确定定水泵合适的的冬季运行台台数，必要时时，可调节水水泵转速以适适应冬季供热热工况对流量量和扬程的要要求。分区两两管制和四管管制系统的冷冷热水为独立立的系统，所所以循环泵必必然分别设置置。一次冷水泵：为为保证流经冷冷水机组蒸发发器的水量恒恒定，并随冷冷水机组的运运行台数向用用户提供适应应负荷变化的的空调冷水流流量，要求按按与冷水机组组“一对一”地设置一次次循环泵；一一般不要求设设备用泵，但但对于全年连连续运行等特特殊性质的工工程，不做硬硬性规定。二次冷水泵：二二次冷水泵的的流量调节，可可通过台数调调节或水泵变变速调节实现现；即使是流流量较小的系系统，也不宜宜少于2台水泵，是是考虑到在小小流量运行时时，水泵可轮轮流检修，一一般工程可不不设备用泵。热水循环泵：空空调热水循环环泵的流量调调节和水泵设设置原则与二二次冷水循环环泵相似，一一般为流量调调节，多数时时间在小于设设计流量状态态下运行，只只要水泵不少少于2台，即可作作到轮流检修修，但考虑到到严寒及寒冷冷地区对供暖暖的可靠性要要求较高，且且设备管道等等有冻结的危危险，强调水水泵设置台数数不超过3台时，宜设设置备用泵，以以免水泵检修修时，流量减减少过多。上上述规定与《锅锅炉房设计规规范》（GB500041）中“供热热水制制备”一章的有关关规定相符。冷水机组和冷水水泵之间的连连接方式和保保证蒸发器水水流量恒定的的措施。新增增条文。多台冷水机组和和一次冷水泵泵之间可以一一对一地连接接管道，机组组与水泵之间间的水流量一一一对应，连连锁关系也简简单；但设备备台数较少时时，考虑机组组和水泵检修修时的交叉组组合互为备用用，也有将机机组和水泵之之间通过共用用集管连接的的。随负荷变化，一一些冷水机组组和对应冷水水泵停机，系系统总水流量量减小。机组组和水泵之间间通过共用集集管连接时，如如不关闭通向向冷水机组的的水路阀门，水水流将均分流流经各台冷水水机组，因此此当空调水系系统设置自控控设施时，应应设电动阀随随制冷机开闭闭，以保证蒸蒸发器水量。对对应运行的冷冷水机组和冷冷水泵之间存存在着联锁关关系，且冷水水泵应提前启启动和延迟关关闭，因此电电动阀开闭应应与对应水泵泵联锁。空调水系统阻力力平衡的措施施。新增条文文。强调空调水系统统设计时，首首先应通过系系统布置和选选定管径减少少压力损失的的相对差额，但但实际工程中中常常较难通通过管径选择择计算取得管管路平衡，因因此没有规定定计算时各环环路压力损失失相对差额的的允许数值，只只规定达不到到15%的平衡要求求时，可通过过调节手段达达到空调水管管道的水力平平衡。目前调节系统管管路平衡的阀阀门装置发展展很快，有静静态的调节阀阀、平衡阀，动动态的流量平平衡阀、压差差控制阀，具具有流量平衡衡功能的自控控调节阀等，应应根据系统特特性（定流量量或变流量系系统）正确选选用，并在适适当的位置正正确设置。空调水系统的泄泄漏量。新增增条文。系统泄漏量是确确定用水量、补补水管管径、补补水泵流量的的依据，应按按空调系统的的规模和不同同系统形式计计算水容量后后确定，而与与循环水量无无关，二者相相差很大。条条文中数据是是参照《锅炉炉房设计规范范》（GB500041）供热热水水系统的小时时泄漏量数据据确定的，工工程实践中证证明是适宜的的。工程中系统水容容量可参照下下表估算，室室外管线较长长时取较大值值：表6.4.100空调水系系统的单位水水容量（l/m2建筑面积）空调方式全空气系统水/空气系统供冷和采用换热热器供热0.40~00.550.70~11.30空调水补水泵的的选择及设置置。新增条文文。补水点设在循环环水泵吸入口口，是为了减减小补水点处处压力及补水水泵扬程。补水泵扬程是根根据补水点压压力确定的，但但还应注意计计算水泵至补补水点的管道道阻力。补水泵流量规定定不宜小于系系统水容量的的5%（即空调系系统的5倍小时泄漏漏量），是考考虑工程中常常设置1台补水泵间间歇运行，以以及初期上水水和事故补水水时补水时间间不要太长（小小于20小时）。推推荐补水泵流流量的上限值值，是为了防防止水泵流量量过大而导致致膨胀水箱的的调节容积过过大等问题。补水泵间歇运行行，有检修时时间，一般可可不设备用泵泵；但考虑到到严寒及寒冷冷地区冬季运运行应有更高高的可靠性，因因此规定宜设设备用泵。空调系统补水箱箱的设置和调调节容积。新新增条文。空调冷水直接从从城市管网补补水时，不允允许补水泵直直接抽取；当当空调水需补补充软化水时时，水处理设设备供水与补补水泵补水不不同步，且软软化设备常间间断运行；因因此需设置水水箱储存一部部分调节水量量。空调系统膨胀水水箱的设置要要求。新增条条文。定压点宜设在循循环水泵的吸吸入口处，是是为了使系统统运行时各点点压力均高于于静止时压力力，定压点压压力或膨胀水水箱高度可以以低一些；由由于空调水温温度较采暖系系统水温低，要要求高度也比比采暖系统的的1m低，定为为0.5m（5kPa）。当定压压点远离循环环水泵吸入口口时，应按水水压图校核，最最高点不应出出现负压。高位膨胀水箱具具有定压简单单、可靠、稳稳定、省电等等优点，是目目前最常用的的定压方式，因因此推荐优先先采用。为避免因误操作作造成系统超超压事故，规规定膨胀管上上不应设置阀阀门。从节能节水的目目的出发，膨膨胀水量应回回收,例如膨胀水水箱应预留出出膨胀容积，或或采用其他定定压方式时，将将系统的膨胀胀水量引至补补水箱回收等等。空调水软化要求求。新增条文文。空调热水的供水水平均温度一一般为60℃左右，已经经达到结垢水水温，且直接接与高温一次次热源接触的的换热器表面面附近的水温温则更高，结结垢危险更大大；因此空调调热水的水质质硬度要求应应等同于供暖暖系统，当给给水硬度较高高时，为不影影响系统传热热、延长设备备的检修时间间和使用寿命命，宜对补水水进行化学软软化处理，或或采用对循环环水进行阻垢垢处理.目前一般换换热器尚没有有对补水要求求的统一标准准,吸收式制冷冷的冷热水机机组则要求补补水硬度在50mgCCaCO3/L以下。空调水管的坡度度和伸缩。新新增条文。空调水系统的排排气和泄水。修修改原规范第第6.1.110条。原规范规定闭式式冷水系统应应设置排气和和泄水装置，实实际开式系统统和空调热水水系统也需在在系统最高处处排除空气，管管道上下拐弯弯及立管的底底部排除存水水，因此将规规定扩充到空空调水系统。设备入口的除污污。新增条文文。设备入口需除污污，应根据系系统大小和设设备的需要，确确定除污装置置的设置位置置。例如系统统较大、产生生污垢的管道道较长时，除除系统冷热源源、水泵等设设备的入口需需设置外，各各分环路或末末端设备、自自控阀前也应应根据需要设设置，但距离离较近的设备备可不重复串串联设置除污污装置。冷凝水管道设置置。修改原规规范第5.3.113条第3款。正压段和负压段段的冷凝水盘盘出水口处设设水封，是为为了防止漏风风及负压段的的冷凝水排不不出去。原规范规定：风风机盘管冷凝凝水盘泄水管管坡度不宜小小于0.011。本规范增增加了对冷凝凝水干管的坡坡度要求，有有困难时，应应减少水平干干管长度，或或中途加设提提升泵。为便于定期冲洗洗、检修，干干管始端应设设扫除口。冷凝水管处于非非满流状态，内内壁接触水和和空气，不应应采用无防锈锈功能的焊接接钢管；冷凝凝水为无压自自流排放，当当软塑料管中中间下垂时，影影响排放；因因此推荐强度度较大和不易易生锈的排水水塑料管或热热镀锌钢管。热热镀锌钢管防防结露保温可可参照本规范范第7.9节中的规定定。冷凝水管不应与与污水系统和和室内雨水系系统直接连接接，以防臭味味和雨水从空空气处理机组组凝水盘外溢溢。1kW冷负荷每每小时约产生生0.4~00.8kg的冷凝水水，在此范围围内管道最小小坡度为0.003时的冷凝水水管径可按下下表进行估算算：表6.4.188冷凝水管管管径选择表表冷负荷（kW）≤4243~230231~4000401~110001101~200002001~355003501~155000>15000管道公称直径（mm）DN25DN32DN40DN50DN80DN100DN125DN1506.5气流流组织空调区的气流组组织。修改原原规范第5.4.1条。本条强调了空调调系统末端装装置的选择和和布置时，应应与建筑装修修相协调，对对于民用建筑筑来说，更应应注意风口的的选型与布置置对内部装修修美观的影响响问题。同时时应考虑室内内空气质量等等的要求。空调区的送风方方式。修改原原规范第5.4.2条。空调区内良好的的气流组织需需要通过合理理的送、回风风方式以及送送、回风口的的正确选型和和布置来实现现。侧送时宜使气流流贴附以增加加送风的射程程，改善室内内气流分布。工工程实践中发发现风机盘管管送风如不贴贴附则室内温温度分布不均均匀。空气分分布方式增加加了置换通风风器及地板送送风口等方式式，这有利于于提高人员活活动区的空气气质量，或采采用分层空调调，以优化室室内能量分配配。对高大空空间建筑更具具有明显节能能效果。侧送是目前几种种送风方式中中，比较简单单经济的一种种。在一般空空调区中，大大都可以采用用侧送。当采采用较大送风风温差时，侧侧送贴附射流流有助于增加加气流的射程程长度，使气气流混合均匀匀，既能保证证舒适性要求求，又能保证证人员活动区区温度波动小小的要求。侧侧送气流宜贴贴附顶棚。圆型、方型和条条缝型散流器器平送，均能能形成贴附射射流，对室内内高度较低的的空调区，既既能满足使用用要求，又比比较美观，因因此，当有吊吊顶可利用或或建筑上有设设置吊顶的可可能时，采用用这种送风方方式是比较合合适的。对于于室内高度较较高的空调区区（如影剧院院等），以及及室内散热量量较大的生产产空调区，当当采用散流器器时，应采用用向下送风，但但布置风口时时，应考虑气气流的均布性性。在一些室温允许许波动范围小小的工艺性空空调区中，采采用孔板送风风的较多。根根据测定可知知，在距孔板板100~2250mm的汇合段段内，射流的的温度、速度度均已衰减，可可达到±0.1℃的要求，且且区域温差小小，在较大的的换气次数下下（每小时达达32次），人员员活动区风速速一般均在0.09~~0.12mm/s范围内内。所以，在在单位面积送送风量大，且且人员活动区区要求风速小小或区域温差差要求严格的的情况下，应应采用孔板向向下送风。对于空间较大的的公共建筑和和室温允许波波动范围要求求不太严格的的高大厂房，采采用上述几种种送风方式，布布置风管困难难，难以达到到均匀送风的的目的，因此此规定在上述述建筑物中，宜宜采用喷口或或旋流风口送送风方式。由由于喷口送风风的喷口截面面大，出口风风速高，气流流射程长，与与室内空气强强烈掺混，能能在室内形成成较大的回流流区，达到布布置少量风口口即可满足气气流均布的要要求，同时具具有风管布置置简单、便于于安装、经济济等特点。此此外，向下送送风时，采用用旋流风口，亦亦可达到满意意的效果。经过处理或未经经处理的空气气，以略低于于室内人员活活动区的温度度，直接以较较低的速度送送入室内。送送风口置于地地板附近，排排风口置于屋屋顶附近。送送入室内的空空气先在地板板上均匀分布布，然后被热热源（人员、设设备等）加热热以热烟羽的的形式形成向向上的对流气气流，将余热热和污染物排排出人员活动动区。变风量空调系统统的送风参数数是保持不变变的，它是通通过改变风量量来平衡负荷荷变化以保持持室内参数不不变的。这就就要求，在送送风量变化时时，为保持室室内空气质量量的设计要求求以及噪声要要求。所选用用的送风末端端装置或送风风口应能满足足室内空气温温度及风速的的要求。用于于变风量空调调系统的送风风末端装置，应应具有与室内内空气充分混混合的性能，如如在低送风量量时，应能防防止产生空气气滞留，在整整个空调区内内具有均匀的的温度和风速速，而不能产产生吹风感，尤尤其在组织热热气流时，要要保证气流能能够进入人员员活动区，而而不至于在上上部区域滞留留。低温送风的送风风口所采用的的散流器与常常规散流器相相似。二者的的主要差别是是：低温送风风散流器所适适用的温度和和风量范围较较常规散流器器广。在这种种较广的温度度与风量范围围下，必须解解决好充分与与空调区空气气混合、贴附附长度及噪声声等问题。选选择低温送风风散流器就是是通过比较散散流器的射程程、散流器的的贴附长度与与空调区特征征长度等三个个参数，确定定最优的性能能参数。选择择低温送风散散流器时，一一般与常规方方法相同，但但应对低温送送风射流的贴贴附长度予以以重视。在考考虑散流器射射程的同时，应应使散流器的的贴附长度大大于空调区的的特征长度，以以避免人员活活动区吹冷风风现象。贴附侧送的要求求。沿用原规规范第5.4.3条。贴附射流的贴附附长度主要取取决于侧送气气流的阿基米米德数。为了了使射流在整整个射程中都都贴附在顶棚棚上而不致中中途下落，就就需要控制阿阿基米德数小小于一定的数数值。侧送风口安装位位置距顶棚愈愈近，愈容易易贴附。如送送风口上缘离离顶棚距离较较大时，为了了达到贴附目目的，故规定定送风口处应应设置向上倾倾斜10~200°的导流片。孔板送风的要求求。沿用原规规范第5.4.4条。本条规定的稳压压层最小净高高不应小于0.2m，主要是从从满足施工安安装的要求上上考虑的。在一般面积不大大的空调区中中，稳压层内内可以不设送送风分布支管管。根据实测测，在6x9m的空调区内内（室温允许许波动范围为为±0.1℃和±0.5℃），采用孔孔板送风，测测试过程中将将送风分布支支管装上或拆拆下，在室内内均未曾发现现任何明显的的影响。因此此，除送风射射程较长的以以外，稳压层层内可不设送送风分布支管管。当稳压层高度较较低时，向稳稳压层送风的的送风口，一一般需要设置置导流板或挡挡板以免送风风气流直接吹吹向孔板。喷口送风的要求求。修改原规规范第5.4.5条。将人员活动区置置于气流回流流区是从满足足卫生标准的的要求而制定定的。喷口直径由设计计人员根据实实际情况确定定，在规范中中不必加以限限定，故取消消原规范中要要求喷口直径径在0.2~0..8m的规规定。喷口送风的气流流组织形式和和侧送是相似似的，都是受受限射流。受受限射流的气气流分布与建建筑物的几何何形状、尺寸寸和送风口安安装高度等因因素有关。送送风口安装高高度太低，则则射流易直接接进入人员活活动区；太高高则使回流区区厚度增加，回回流速度过小小，两者均影影响舒适感。根根据模型实验验，当空调区区宽度为高度度的3倍时，为使使回流区处于于空调区的下下部，送风口口安装高度不不宜低于空调调区高度的0.5倍。对于兼作热风采采暖的喷口送送风系统，为为防止热射流流上翘，设计计时应考虑使使喷口有改变变射流角度的的可能性。分层空调的空气气分布。修改改原规范第5.4.6条。在高大公共建筑筑和高大厂房房中，利用合合理的气流组组织，仅对下下部空间（空空调区域）进进行空调，对对上部较大空空间（非空调调区域）不予予空调而采用用通风排热，这这种空调方式式称为分层空空调。分层空空调都具有较较好的节能效效果，一般可可达30%左右。着重阐明空调区区域的气流组组织形式。实实践证明，对对于高度大于于10m，容积大于100000m3的高大空间间，采用双侧侧对送、下部部回风的气流流组织方式是是合适的，能能够达到分层层空调的要求求。当空调区区跨度小于18m时，采用单单侧送风也可可以满足要求求。强调必须实现分分层，即能形形成空调区和和非空调区。为为了保证这一一重要原则而而提出“侧送多股平平行气流应互互相搭接”，以便形成成覆盖。双侧侧对送射流末末端不需要搭搭接，按相对对喷口中点距距离的90%计算射程即即可。送风口口的构造，应应能满足改变变射流出口角角度的要求。送送风口可选用用圆喷口、扁扁喷口和百叶叶风口，实践践证明，都是是可以达到分分层效果的。为保证空调区达达到设计要求求，应减少非非空调区向空空调区的热转转移。为此，应应设法消除非非空调区的散散热量。实验验结果表明，当当非空调区的的散热量大于于4.2W/mm3时，在非空空调区适当部部位设置送排排风装置，可可以达到较好好的效果。空调系统上送风风方式的夏季季送风温差。修修改原规范第第5.4.7条。空调系统夏季送送风温差，对对室内温湿度度效果有一定定影响，是决决定空调系统统经济性的主主要因素之一一。在保证既既定的技术要要求的前提下下，加大送风风温差有突出出的经济意义义。送风温差差加大一倍，系系统送风量可可减少一半，系系统的材料消消耗和投资（不不包括制冷系系统）约减少少40%，而动力消消耗则可减少少50%；送风温差差在4~8℃之间每增加1℃，风量可以以减少10%~15%。所以在空空调设计中，正正确地决定送送风温差是一一个相当重要要的问题。送风温差的大小小与送风方式式关系很大，对对于不同送风风方式的送风风温差不能规规定一个数字字。所以确定定空调系统的的送风温差时时，必须和送送风方式联系系起来考虑。对对混合式通风风可加大送风风温差，但对对置换通风就就不宜加大送送风温差。表6.5.7中中所列的数值值，适用于贴贴附侧送、散散流器平送和和孔板送风等等方式。多年年的实践证明明，对于采用用上述送风方方式的工艺性性空调区来说说，应用这样样较大的送风风温差是能满满足室内温湿湿度要求，也也是比较经济济的。但人员员活动区处于于下送气流的的扩散区时，送送风温差应通通过计算确定定。条文中给给出的舒适性性空调的送风风温差是参照照室温允许波波动范围大于于±1.0℃的工艺性空空调的送风温温差，并考虑虑空调区高度度等因素确定定的。空调区的换气次次数。修改原原规范第5.4.8条。空调区的换气次次数系指该空空调区的总送送风量与空调调区体积的比比值。换气次次数和送风温温差之间有一一定的关系。对对于空调区来来说，送风温温差加大，换换气次数即随随之减少，本本条所规定的的换气次数是是和本规范第第6.5.7条所规定的的送风温差相相适应的。实践证明，在一一般舒适性空空调和室温允允许波动范围围大于±1.0℃工艺性空调调区中，换气气次数的多少少，不是一个个需要严格控控制的指标，只只要按照所取取的送风温差差计算风量，一一般都能满足足室温要求，当当室温允许波波动范围小于于或等于±1.0℃时，换气次次数的多少对对室温的均匀匀程度和自控控系统的调节节品质的影响响就需考虑了了。据实测结结果，在保证证室温的一定定均匀度和自自控系统的一一定调节品质质的前提下，归纳了如条文中所规定的在不同室温允许波动范围时的最小换气次数。对于通常所遇到到的室内散热热量较小的空空调区来说，换换气次数采用用条文中规定定的数值就已已经够了，不不必把换气次次数再加多，不不过对于室内内散热量较大大的空调区来来说，换气次次数的多少应应根据室内负负荷和送风温温差大小通过过计算确定，其其数值一般都都大于条文中中所规定的数数值。送风口的出口风风速。沿用原原规范第5.4.9条。送风口的出口风风速，应根据据不同情况通通过计算确定定，条文中推推荐的风速范范围，是基于于常用的送风风方式制定的的：1.侧送和散散流器平送的的出口风速，受受两个因素的的限制，一是是回流区风速速的上限，二二是风口处的的允许噪声。回回流区风速的的上限与射流流的自由度有有关，根据实实验，二者有有以下关系：：（6..5.9）式中：——回流流区的最大平平均风速（mm/s）；——送风口出口口风速（m//s）；——送风口当量量直径（m）；——每个送风口口所管辖的空空调区断面面面积（m2）。当=0.25mm/s时，根根据上式得出出的计算结果果列于表6.5.9。表6.5.9出口风速（m/s）射流自由度最大允许出口风风速（m/s）采用的出口风速速（m/s）射流自由度最大允许出口风风速（m/s）采用的出口风速速（m/s）52.02.0114.23.562.3124.672.7135.05.083.1155.793.53.5207.3103.9259.6因此，侧送和散散流器平送的的出口风速采采用2~5m/s是合适的。孔板下送风的出出口风速，从从理论上讲可可以采用较高高的数值。因因为在一定条条件下，出口口风速高，相相应的稳压层层内的静压也也可高一些，送送风会比较均均匀，同时由由于速度衰减减快，提高出出口风速后，不不致影响人员员活动区的风风速。但稳压压层内静压过过高，会使漏漏风量增加；；当出口风速速高达7~8m/ss时，会有一一定的噪声，一一般采用3~5m/ss为宜。条缝型风口下送送多用于纺织织厂。当空调调区层高为4~6m人员活动区区风速不大于于0.5m/ss时，出口风风速宜为2~4m//s。喷口送风的出口口风速是根据据射流末端到到达人员活动动区的轴心风风速与平均风风速经计算确确定。回风口的布置方方式。沿用原原规范第5.4.110条。按照射流理论，送送风射流引射射着大量的室室内空气与之之混合，使射射流流量随着着射程的增加加而不断增大大。而回风量量小于（最多多等于）送风风量，同时回回风口的速度度场图形呈半半球状，其速速度与作用半半径的平方成成反比，吸风风气流速度的的衰减很快。所所以在空调区区内的气流流流型主要取决决于送风射流流，而回风口口的位置对室室内气流流型型及温度、速速度的均匀性性影响均很小小。但设计时时，应考虑尽尽量避免射流流短路和产生生“死区”等现象。采采用侧送时，把把回风口布置置在送风口同同侧，效果会会更好些。关于走廊回风，其其横断面风速速不宜过大，以以免引起扬尘尘和造成不舒舒适感。回风口的吸风速速度。修改原原规范第5.4.111条。确定回风口的吸吸风速度（即即面风速）时时，主要考虑虑了三个因素素：一是避免免靠近回风口口处的风速过过大，防止对对回风口附近近经常停留的的人员造成不不舒适的感觉觉；二是不要要因为速度过过大而扬起灰灰尘及增加噪噪声；三是尽尽可能缩小风风口断面，以以节约投资。回风口的面风速速，一般按式式（6.5.111）计算：（6..5.11）式中：——回风风口的面风速速，（m/ss）；——距回风口xx米处的气流流中心速度，（m/s）；——距回风口的的距离，（mm）；——回风口有效效截面面积，（m2）。当回风口处于空空调区上部，人人员活动区风风速不超过0.25m//s，在一般般常用回风口口面积的条件件下，从式（6.5.111）中可以得得出回风口面面风速为4~5m/s，当回回风口处于空空调区下部时时，用同样的的方法可得出出条文中所列列的有关面风风速。利用走廊回风时时，