采暖通风与空气调节设计规范 134页

第一章总则1.0.1为了在采暖、通风和空气调节设计中采用先进技术，合理利用和节约能源与资源，保护环境，保证质量和安全，改善并提高劳动条件，营造舒适的生活环境，特订本规范。本规范宗旨。采暖、通风与空气调节工程是基本建设领域中一个不可缺少的组成部分，它对改善劳动条件、提高生活质量、合理利用和节约能源及资源、保护环境、保证产品质量以及提高劳动生产率，都有着十分重要的意义。本次规范修订从节能、环保、安全、卫生等方面结合了近1O年来国内外出现的新技术、新设备、新材料与设计、科研新成果。对有关设计标准、技术要求、设计方法以及其他政策性较强的技术问题等都做了具体的规定。1.0.2本规范适用于新建、扩建和改建的民用和工业建筑的采暖、通风与空气调节设计。本规范不适用于有特殊用途、特殊净化与防护要求的建筑物、洁净厂房以及以及临时性建筑物的设计。本规范的适用范围。    为了适应设计工作的需要。本次规范修订充实了民用建筑采暖、通风与空气调节的内容，并根据国家现行有关标准对原规范中防火及通风等的规定做了必要的增减。规定了本规范不仅适用于各种类型的民用建筑，其中包括居住建筑、办公建筑、科教建筑、医疗卫生建筑、交通邮电建筑、文娱集会建筑和其他公共建筑等．也适用于各种规模的工业建筑。对于新建、改建和扩建的民用建筑和工业建筑，其采暖、通风与空气调节设计，均应符合本规范各相关规定。    本规范不适用于有特殊用途、特殊净化与防护要求的建筑物、洁净厂房以及临时性建筑物的设计，是针对设计标准、装备水平以及某些特殊要求、特殊作法或特殊防护而言的，并不意味着本规范的全部内容都不适用于这些建筑物的设计。一些通用性的条文，应参照执行。有特殊要求的设计，应执行国家相关的设计规范。1.0.3采暖、通风与空气调节设计方案，应根据建筑物的用途与功能、使用要求、冷热负荷构成特点、环境条件以及能源状况等，结合国家有关安全、环保、节能、卫生等方针、政策，会同有关专业通过综合技术经济比较确定。在设计中应优先采用新技术、新工艺、新设备、新材料。选择设计方案和设备、材料的原则。    采暖、通风与空气调节工程，不仅在整个工程的全部投资中占有一定的份额，其运行过程中的能耗也是非常可观的。因此，设计中必须贯彻适用、经济、节能、安全等原则。会同有关专业通过多方案的技术经济比较，确定出整体上技术先进、经济合理的设计方案。1.0.4在采暖、通风与空气调节系统设计中，应预留设备、管道及配件所必须的安装、操作和维修的空间，并应根据需要在建筑设计中预留安装和维修用的空洞。对于大型设备和管道应设置运输通道和起吊设施。1.0.5在采暖、通风与空气调节设计中，对有可能造成人体伤害的设备及管道，必须采取安全防护措施。 采暖、通风与空气调节系统的维护管理要求。\n     这几条规定，目的是突出在设计中必须考虑维护管理问题，并为其创造必要的安全防护措施的重要性。    多年实践证明，维护管理的好坏，是采暖、通风与空气调节系统能否正常运行和达到应有效果的重要因素，能否在设计中为维护管理创造必要的条件，也是系统能否正常运行和发挥其应有作用的重要因素之一。1.0.6位于地震区或湿陷性黄土地区的工程，在采暖、通风与空气调节设计中，应根据需要，按照现行国家标准、规范的规定分别采取防震和有效的预防措施。地震区或湿陷性黄土地区布置设备和管道的要求。      为了静止和减缓位于地震区或湿陷性黄土地区的建筑物由于地震或土壤下沉而造成的破坏和损失，除应在建筑结构等方面采取相应的预防措施外，布置采暖、通风和空气调节系统的设备和管道时，还应根据不同情况按照国家现行规范的规定分别采取防震或其他有效的防护措施。1.0.7在采暖、通风与空气调节设计中，应考虑施工及验收的要求，并执行相关的施工及验收规范。当设计对施工及验收有特殊要求时，应在设计文件中加以说明。本规范同施工验收规范的衔接。新增条文。    为保证设计和施工质量，要求采暖通风与空气调节设计的施工图内容应与国家现行标准《建筑给水排水及采暖工程施工质量验收规范》(GB 5024Z)、《通风与空气调节工程施工质量验收规范》(GB 50234)等保持一致。有特殊要求及现行施工质量验收规范中没有涉及的内容，在施工图文件中必须有详尽说明，以利施工、监理工作的顺利进行。1.0.8采暖、通风和空气调节设计，除执行本规范的规定外，尚应符合国家现行的有关标准、规范的规定。本规范同其他标准规范的衔接。    本规范为专业性的全国通用规范。根据国家主管部门有关编制和修订工程建设标准规范的统一规定，为了精简规范内容，凡引用或参照其他全国通用的设计标准规范的内容，除必要之外，本规范不再另设条文。本条强调在设计中除执行本规范外，还应执行与设计内容相关的安全、环保、节能、卫生等方面的国家现行的有关标准、规范等的规定。具体规范名称不一一列出。2术语2.0.1预计平均热感觉指数PMVPMV指数是根据人体热平衡的基本方程式以及心理生理学主观热感觉的等级为出发点，考虑了人体热舒适度的诸多有关因素的全面评价。PMV指数表明群体对于7个等级热感觉投票的评价指数。2.0.2预计不满意的百分数PPDPPD指数为预计处于热环境中的群体对于热环境不满意的投票平均值。PPD指数可预计群体中感觉过暖或过凉“根据七级热感觉投票表示热（+3）,温暖（+2），凉（-2）或冷（-3）”的人的百分数。预计平均热感觉指数（PMV）和预计不满意的百分数（PPD）是按国家标准《中等热环境PMV和PPD指数的测定及热舒适条件的规定》(GB／T 18049)测定。国家标准GB/T18049等同采用国际标准ISO 7730。其中规定了三种测定方法，一是用热舒适方程计算，二是查表．三是用热舒适计测量。    Fanger提出PMV指数在一1和+1之间(此时PPD指数小于27％)的全部评价为“满意”,高于或抵于此限值的全部评价为“不满意”。\n2.0.3.湿球黑球温度WBGT指数是表示人体接触生产环境热强度的一个经验指数。由下列公式计算获得：1室内作业：　WBGT=0.7tnw+0.3tg　　2室外作业：WBGT=0.7tnw+0.2tg+0.1ta　　式中WBGT——湿球黑球温度,（℃）　　　tnw————自然湿球温度（℃）tg————黑球温度（℃）ta————干球温度（℃） 湿球黑球温度(WBGT)指数是按国家标准《高温作业分级》(GB／T 4200)测定，经计算确定。2.0.4活动区指人、动物或工艺生产所在的空间2.0.5置换通风借助空气热浮力作用的机械通风方式。空气以低风速、小温差的状态送入活动区下部，在送风及室内热源形成的上升气流的共同作用下，将热浊空气提升至顶部排出。2.0.6变制冷剂流量多联分体式空气调节系统一台室外空气源制冷或热泵机组配置多台室内机，通过改变制冷剂流量适应各房间符合变化的直接膨胀式空气调节系统。2．0.7空气分布特点指标ADPI舒适性空气调节中用来评价人的舒适性的指标，系指活动区测点总数中符合要求测点所占的百分比。 在舒适性空气调节中，可用综合温度、风速作用的有效温度差θ值来评价人的舒适性：                θ=(ti-th)-8(νi-0.15)    (1)式中 θ—综合温度（℃）     Ti——测点温度(℃)；     Th——室内设计温度(℃)；     νi——测点风速(m／s)。     根据2001 ASHRAE Handbook中的有关资料，在θ=-1.5～十1．O的范围内，多数人感到舒适。空气分布特性指标(ADPI)可通过式(2)确定ADPI=（-1.5<θ<+1.0）的测点数/总测点数×100%（2）2.0.8空气源热泵以空气为低位热源的热泵。通常有空气/空气热泵、空气/水热泵等形式。2.0.9水源热泵以水为低位热源的热泵。通常有水/水热泵、水/空气热泵等形式2.0.10地源热泵以土壤或水为热源、水为载体在封闭环路中循环进行热交换的热泵。通常有地下埋管、井水抽灌和地表水盘管等系统形式。2.0.11水环热泵空气调节系统水/空气热泵的一种应用方式。通过水环路将众多的水/空气热泵机组并联成一个以回收建筑物余热为主要特征的空气调节系统。\n2.0.12低温送风空气调节系统送风温度低于常规数值的全空气空气调节系统。2.0.13分区两管制水系统按建筑物的负荷特性将空气调节水路分为冷水和冷热水合用的两个两管制系统。需全年供冷区域末端设备只供应冷水，其余区域末端设备根据季节转换，供应冷水或热水。3室内外计算参数3.1室内空气计算参数3.1.1设计采暖时，冬季室内计算温度应根据建筑物的用途，按下列规定采用：1民用建筑的主要房间，宜采用16－24°C；　2工业建筑的工作地点，宜采用：轻作业18-21°C中作业16-18°C重作业14-16°C过重作业12-14°C注：1作业各类的划分，应按国家现行的《工业企业设计卫生标准》（GBZ1）执行。2当每名工人占用较大面积（50－100m2）时，轻工业可低至10°C；中作业可低至7°C，重作业可低至5°C。3辅助建筑及辅助用室，不应低于下列数值：　浴室25°C　更衣室25°C　办公室、休息室18°C　食堂18°C　盥洗室、厕所12°C注：当工艺或使用条件有特殊要求时，各类建筑物的室内温度，可参照有关专业标准、规范的规定执行。冬季室内计算温度。1根据国内外有关卫生部门的研究结果，当人体衣着适宜、保暖量充分且处于安静状态时，室内温度20℃比较舒适，18℃无冷感，15℃是产生明显冷感的温度界限。本着提高生活质量，满足室温可调的要求，并按照国家现行标准《室内空气质量标准》（GB/T18883）要求，把民用建筑主要房间的室内温度范围定在16-24℃。2工业建筑工作地点的温度，其下限是根据现行国家标准《工业企业设计卫生标准》（GBZ1）制定的。轻作业时，空气温度15℃尚无明显冷感；中作业和重作业时，空气温度分别不低于16℃和14℃即可基本满足要求。关于劳动强度分级标准——轻、中、重、过重作业，是按现行国家标准《工业企业设计卫生标准》(GBZ1)执行的，而卫生部门还制定了《体力劳动强度分级指标》(共分四级)，鉴于这两种分级方法对制定相应的室内卫生标准并无实质差别，本条及本规范其他有关条文中仍沿用原来的提法。3.1.2设置中采暖的建筑物，冬季室内活动区的平均风速，应符合下列规定：1.民用建筑及工业企业辅助建筑，不宜大于0.3m/s；2.工业建筑，当室内散热量小于23W/m3时，不宜大于0.3m/s；\n　当室内散热量天于或等于23W/m3时，不宜大于0.5m/s。采暖建筑物冬季室内风速。将原条文中“生活地带或作业地带”统称为“活动区”，以下同。将原条文中“集中采暖”改为“采暖”。现今采暖方式的多样化，采暖热源亦多种多样，为使室内获得热量并保持一定温度，以达到适宜的生活或工作条件，不一定必须设置集中采暖。本条对冬季室内最大允许风速的规定，主要是针对设置热风采暖的建筑而言的，目的是为了防止人体产生直接吹风感，影响舒适性。3.1.3空气调节室内计算参数，应符合下列规定：1舒适性空气调节室内计算参数应符合表3.1.3规定表3.1.3舒适性空气调节室内计算参数参数冬季夏季温度（°C）18-2422-28风速（m/s）≤2≤0.3相对湿度（%）30-6040-652工艺性空气调节室内温湿度基数及其允许波动范围，应根据工艺需要及卫生要求确定；活动区的风速：冬季不宜大于0.3ｍ/ｓ，夏季宜采用0.2～0.5ｍ/ｓ；当室内温度高于30℃时，可大于0.5ｍ/ｓ。空气调节室内计算参数。1舒适性空气调节的室内参数，是基于人体对周围环境温度，相对湿度和风速的舒适性要求，并结合我国经济情况和人们的生活习惯及衣着情况等因素，参照国家现行标准《室内空气质量标准》(GB／T18883)等资料制定。2对于设置工艺性空气调节的工业建筑，其室内参数应根据工艺要求，并考虑必耍的卫生条件确定。在可能的条件下，应尽量提高夏季室内温度基数，以节省建设投资和运行费用．另外，室温基数过低(如20℃)，由于夏季室内外温差太大，工作人员普遍感到不舒适．室温基数提高一些，对改善室内工作人员的卫生条件也是有好处的。3.1.4采暖与空气调节室内的热舒适性应按照《中等热环境PMV和PPD指数的测定及热舒适条件的规定》（GB/T18049），采用预计的平均热感觉指数（PMV）和预计不满意者的百分数（PPD）评价，其值宜为：-1≤PMV≤+1；PPD≤27%。当工艺无特殊要求时，工业建筑夏季工作地点WBGT指数应根据《高温作业分级》（GB/T4200）规定进行分级、评价。空气调节室内热舒适性评价指标参数及工业建筑夏季工作地点的温度标准。新增条文。规定本条与国家现行标准《中等热环境PMV和PPD指数的测定及热舒适条件的规定》（GB／T18049)、《高温作业分级》(GB／T4200）一致。也做到了与国际接轨。空气调节系统的能耗与许多因素有关，所以空气调节能耗的许多环节都有节能的潜力。假设空气调节室外计算参数为定值时，夏季空气调节室内空气计算温度和程度越低，房间的计算冷负荷就越大，系统耗能也越大。因此，宜按照国家现行标准《中等热环境PMV和PPD指数的测定及热舒适条件的规定》（GB／T18049)，等同于国际标准ISO7730：1994中的PMV—\nPPD指标，在不降低室内舒适度标准的前提下，通过合理组合室内空气设计参数，可以收到明显的节能效果。3.1.5当工艺无特殊要求时，生产厂房夏季工作地点的温度，应根据夏季通风室外计算温度及其与工作地点的允许温差，不得超过表3.1.5的规定。计算通风时工业建筑夏季工作地点的温度标准。本条是参照《工业企业设计卫生标准》(GBZ1)有关条款，在工艺无特殊要求时，根据夏季通风室外计算温度与工作地点温度的允许温差制定的。　　　　表3.1.5夏季工作地点温度（°C）夏季通风室外计算温度≤2223242526272829-32≥33允许温差1098765432工作地点温度≤323232－2535计算通风时工业建筑夏季工作地点的温度标准。本条是参照《工业企业设计卫生标准》(GBZ1)有关条款，在工艺无特殊要求时，根据夏季通风室外计算温度与工作地点温度的允许温差制定的3.1.6在特殊高温作业区附近，应设置工人休息室。夏季休息室的温度，宜采用26-30°C。休息室的室温标准。炎热季节，根据生产工艺特性，适当调整高温作业工作人员的劳动休息制度，缩短持续劳动的时间，是恢复人员体力和调整生理机能的重要措施之一，尤其是对高温环境下从事间断性的中、重体力劳动者来说，创造良好的休息环境更是十分必要的。从调整人体生理机能的要求出发，在参照本规范第3．1．3条关于舒适性空气调节夏季室内温度标准规定的前提下，避免高温作业区与休息室的温差过大所引起的骤冷骤热，规定休息室的室温标准为26～30℃。3.1.7设置局部送风的工业建筑，其室内工作地点的风速和温度，应按本规范第5.5.5条至第5.5.7条的有关规定执行。局部送风工作地点的风速和温度。设置局部送风的工业建筑，其室内工作地点的允许风速已在本规范第5.5.5条至第5.5.7条中做了明确规定。3.1.8建筑物室内空气应符合国家现行的有关室内空气质量、污染物浓度控制等卫生标准的要求。对室内空气质量的要求。新增条文。建筑物室内空气应符合国家现行标准《室内空气质量标准》(GB／T18883)、《工业企业设计卫生标准》(GBZ1)、《工作场所有害因素接触限值》(GBZ2)和《民用建筑工程室内环境污染控制规范》(GB50325)等相关规范、标准中的规定。表1中摘录了部分国家现行标准中室内污染物容许浓度指标。表1室内空气污染物的容许浓度污染物名称符号单位容许浓度备注二氧化硫SO2mg/m30.501小时均值二氧化氮NO2mg/m30.241小时均值一氧化碳COmg/m3101小时均值二氧化碳CO2%0.10日平均值\n氨NH3mg/m30.201小时均值臭氧O3mg/m30.161小时均值甲醛HCHOmg/m30.101小时均值苯C6H6mg/m30.111小时均值甲苯C7H8mg/m30.201小时均值二甲苯C8H10mg/m30.201小时均值苯并芘B(a)Png/m31.0日平均值可吸入颗粒物PM10mg/m30.15日平均值总挥发性有机物TVOCmg/m30.608小时均值菌落总数CFU/m32500氡222RnBq/m3400年平均值3.1.9建筑物室内人员所需最小新风量，应符合以下规定：1民用建筑人员所需最小新风量按国家现行有关卫生标准规定：2工业建筑应保证每人不小于30m3/h的新风量。人员所需最小新风量。新增条文。部分强制条文。    无论是工业建筑还是民用建筑，人员所需新风量都应根据室内空气的卫生要求、人员的话动和工作性质，以及在室内的停留时间等因素确定。卫生要求的最小新风量，民用建筑主要是对C02的浓度要求(可吸入颗粒物的要求可通过过滤等措施达到)，工业建筑和医院等还应考虑室内空气的其他污染物和细菌总数等。    表2所示的民用建筑主要房间人员所需最小新风量，是根据国家现行标准《旅游旅馆建筑热工与空气调节节能设计标准》(GB 50189)、《公共场所卫生标准》(GB 9663～GB 9673)、《饭馆(餐厅)卫生标准》(GB 16153)、《室内空气质量标准》(GB／T 18883)和《中、小学校教室换气卫生标准》(GB／T 17226)等摘录的。对于图书馆、博物馆、美术馆、展览馆、医院和公共交通等建筑的人员所需最小新风量第3.1.9条未做规定，可按国家现行卫生标准中CO2的容许浓度进行计算确定，设计时尚应满足国家现行专项标准的特殊要求。表2民用建筑主要房间人员所需的最小新风量m3/(h.人)建筑类型新风量依据旅游旅馆客房一级50GB50189-93二级40GB50189-93三级30GB50189-93餐厅宴会厅多功能厅一级30GB50189-93二级25GB50189-93三级20GB50189-93四级15GB50189-93商业、服务一级～二级20GB50189-93三级～四级10GB50189-93大堂、四季厅一级～二级10GB50189-93美容理发室、康乐设施30GB50189-93旅店客房3～5星级30GB9663-19961～2星级20GB9663-1996\n文化娱乐场所影剧院、音乐厅、录像厅（室）20GB9664-1996游艺厅、舞厅（包括卡拉OK歌厅）30GB9664-1996酒吧、茶座、咖啡厅10GB9664-1996体育馆20GB9668-1996商场（店）、书店20GB9670-1996饭馆（餐厅）20GB16158-1996办公楼30GB/T18883-2002住宅30GB/T18883-2002学校教室小学11GB/T17226-1998初中14GB/T17226-1998高中17GB/T17226-19983.2　室外空气计算参数3.2.1采暖室外计算温度，应采用历年平均不保证5天的日平均温度。　　　注：本条及本节其他文中所谓"不保证"。系针对室外空气温度状况而言，"历年平均不保证"，　　系针对累年不保证总天数或小时数的历年平均值而言。采暖室外计算温度。在采暖热负荷计算中，如何确定室外计算温度是一个相当重要的问题。单纯从技术观点来看，采暖系统的最大出力，恰好等于当地出现最冷天气时所需要的冷负荷，是最理想的，但这往往同采暖系统的经济性相违背。研究一下气象资料就可以看出，最冷的天气并不是每年都会出现。如果采暖设备是根据历年最不利条件选择的，即把室外计算温度定得过低，那么，在采暖运行期的绝大多数时间里，会显得设备能力富裕过多，造成浪费；反之，如果把室外计算温度定得过高，则在较长的时间里不能保持必要的室内温度，达不到采暖的目的和要求。因此，正确地确定和合理地采用采暖室外计算温度是一个技术与经济统一的问题。    在编制原规范的过程中，为了比较合理地确定采暖室外计算温度的统计方法，曾对全国主要城市的气象资料进行了统计、分析，广泛地征求了意见，并以国内外有关资料为借鉴，结合我国国情和气候特点以及建筑物的热工情况等。制定了以日平均温度为统计基础，按照历年室外实际出现的较低的日平均温度低于室外算温度的时间，平均每年不超过5天的原则，确定采暖室外计算温度的方法。实践证明，只要供热情况有保障，即采取连续采暖或间歇时间不长的运行制度，对于一般建筑物来说，就不会因采用这样的室外计算温度而影响采暖效果。即使在20～30年一遇的最冷年内不保证天数多一些(10天左右)，与之相对应的室内温度，大部分时间仍可维持在12℃以上，高于人体卫生所限定的最低环境温度。原规范执行10多年中，关于采暖室外计算温度的规定，已经为全国广大设计人员所接受，有关部门和单位还据此制定了各自的标准、规程、规定和技术措施等或将其编人了有关设计手册中。因此，本规范对此未做修订。   “注”中所谓“不保证”，系针对室外温度状况而言的，所谓“历年平均不保证”，系针对累年不保证总天数(或小时数)的历年平均值面言的，以免造成概念上的混淆和因理解上的不同而导致统计方法的错误。在此必须强调指出。本规范所规定的采暖室外计算温度，适用于连续采暖或间歇时间较短的采暖系统的热负荷计算。只有这样．才能满足室内温度要求，如果间歇时间\n太长，室内达不到要求的时间自然就会增多。要想保持必要的室内温度，根本的途径是建立合理的运行制度，充分发挥采暖设备的技能。间歇时间的长短应随室外气温的变化而增减。在最不利的气候条件下，即在室外气温低于或等于采暖室外计算温度时，采暖系统必须按设计工况连续运行。如果因燃料不足等原因必须间歇采暖时，那只好暂时降低使用标准，非属设计者所能解决的问题。不要为了迁就目前供热制度的某些不合理现象，而盲目降低室外计算温度或增加某些变相的附加，以免助长不合理的运行制度“合法化”，造成设备和投资的浪费。确定采暧建筑物围护结构最小传热阻所用的冬季围护结构窒计算温度，根据围护结构热惰性的不同分4挡，在本规范第4.1.9条中另有规定。详见该条文。3.2.2冬季通风室外计算温度，应采用累年最冷月平均温度。冬季通风室外计算温度。 鉴于我国绝大部分地区的累年最冷月虽然出现在1月，但个别地区也有出现在2月或12月的，因此规定以累年最冷月平均温度，作为冬季通风室外计算温度。本条及本规范其他有关条文中的“累年最冷月”，系指累年逐月平均气温最低的月份。3.2.3夏季通风室外计算温度，应采用历年最热月14时的月平均温度的平均值。夏季通风室外计算温度。 由于从1960年开始，全国各气象台(站)统一采用北京时间(即东经120。的地方平均太阳时)进行观测，1965年以来，各台(站)仅有北京时间14时(还有2时、8时和20时)的温度记录整理资料。因此，对于我国大部分地区来说，当地太阳时的14时与北京太阳时的14时，时差达I-2H，相差最多的可达3H。经比较，时差问题对我国华北、华东和中南等地区影响不大，而对气候干燥的西部地区和西南高原影响较大，温差可达L～2℃。也就是说，统一采用北京14时的温度记录，对于我国西部地区来说。并不是真正反映当地最热月逐日逐时气温较高的14时的温度，而是温度不太高的13、12时乃至11时的温度，显然，时差对温度的影响是不可忽视的。但是．考虑到需要进行时差修正的地区，夏季通风室外计算温度多在30℃以下(有的还不到20℃)，把通风计算温度规定提高一些，对通风设计(主要是自然通风)效果影响不大，本规范未规定对此进行修正。如需修正，可按以下的时差订正简化方法进行修正；1 对北京以东地区以及北京以西时差为14H地区，可以不考虑以北京时间L4时所确定的夏季通风室外计算温度的时差订正；2 对北京以西时差为2H的地区，可按以北京时间14时所确定的夏季通风室外计算温度加上2℃来修正。2.2.4夏季通风室外计算相对湿度，应采用历年最热月14时的月平均相对湿度的平均值。夏季通风室外计算相对温度。    如第3.2.3条所述，全国统一采用北京时间最热月1时的平均相对湿度确定这一参数，也存在时差影响的问题，只是由于影响不大，而且大都偏于安全，可不必考虑修正问题。2.2.5冬季空气调节室外计算温度，应采用历年平均不保证1天的日平均温度。冬季空气调节室外计算温度。\n考虑到设置空气调节的建筑物，室内热环境标准要求较高，如采用平均每年不保证 5 天的采暖室外计算温度作为新风和围护结构传热的计算温度，则冬季不保证小时数约为 200H ，比夏季不保证 50H 多了一些；为了使冬季的不保证小时数与夏季一致，沿用原规范的规定，把平均每年不保证1天的日平均温度作为空气调节设计用的冬季新风和围护结构传热的计算温度。经比较，这一温度值同美国等国家常用的标准比较相近。实践证明，一般情况下，冬季均能保证室内参数，其保证率是较高的，在技术主是可以达到要求的。由于这个参数对整个空气调节系统的建设投资和经常运行费用影响不大，因此，没有必要将新风和围护结构传热的计算温度分开。3.2.6冬季空调节室外计算相对湿度，应采用累年最冷月平均相对湿度。冬季空气调节室外计算相对湿度。规定本条的目的是为了在不影响空气调节系统经济性的前提下，尽量简化参数的统计方法，同时，采用这一参数计算冬季的热湿负荷也是比较安全的。3.2.7夏季空气调节室外计算干球温度，应采用历年平均不保证50h的干球温度。　注：统计干温球温度时，宜采用当地气象台站每天4次的定时温度记录，并以每次记录值代表6h的温度值核算。3.2.8夏季空气调节室外计算湿球温度，应采用历年平均不保证50h的湿球温度。3.2.9夏季空气调节室外计算日平均温度，应采用历年平均不保证5天的日平均温度。3.2.10夏季空气调节室外计算逐时温度，可按下式确定：　　　　　　　　　　tsh=twp+βΔtr（3.2.10-1）式中：tsh---室外计算逐时温度（°C）　　　　twp---夏季空气调节室外计算日平均温度（°C），按本规范第3.2.9条采用。　　　　β---室外温度逐时变化系数，按3.2.10采用；　　　　Δtr---夏季室外计算平均日较差，应按下式计算：　Δtr=twg-twp/0.52(2.2.10-2)　　（3.2.10-2）　twg---夏季空气调节室外计算干球温度（°C），按本规范第3.2.7条采用。　　其他符号意义同式（3.2.10-1）。表3.2.10室外温度逐时变化系数时刻123456β-0.35-0.38-0.42-0.45-0.47-0.41时刻789101112β-0.28-0.120.030.160.290.40时刻131415161718β0.480.520.510.430.390.28时刻192021222324β0.140.00-0.10-0.17-0.23-0.26　　　　　　　　　夏季空气调市室外计算参数。在这些条文中，分别规定了夏季空气调节室外计算干球温度、湿球温度、日半均温度和逐时温度的统计和采用方法。1 保留了原规范第 2.2.7\n 条中有关按历年平均不保证50H统计和确定室外计算干球温度的内容。由于国内每天只有4次 (2、8、14、20时) 的定时温度记录，因此，以每次记录代表6H进行统计，经比较，其所得结果同按逐时温度记录所统计出的温度值相差很小，湿球温度的统计规律亦然。  2 保留了原规范第 2.2.8 条按历年平均不保证 50H 确定夏季空气调节室外计算湿球温度的内容。实践证明，在室外干、湿球温度不保证 50H 的综合作用下，室内不保证时间不会超过 50H 。3 保留了原规范第 2.2.9 条关于按历年不保证5天的日平均温度统汁和确定室外计算日平均温度的内容。关于夏季室外计算日平均温度的确定原则是考虑与空气调节室外计算干、湿球温度相对应的，即不保证小时数应为50H左右。统计结果表明，50H 的不保证小时数大致分布在15天左右，而在这15天左右的时间内，分布也是不均等的，有些天仅有 1～2H ，出现较多的不保证小时数的天数一般在 5 天左右。每天仅有 1～2H 超过规定温度时，由于围护结构对温度波的衰减，对室内不会响影响，因此取不保证5 天的日平均温度，大致与室外计算干湿球温度不保让 50H 是相对应的。 4 为适应关于按不稳定传热计算空气调节冷负荷的需要，保留了夏季空气调节室外计算逐时温度的内容。3.2.11当室内温湿度必须全年保证时，应另行确定空气调节室外计算参数。仅在部分时间（如夜间）工作的空气调节系统，可不遵守本规范第3.2.7条至第3.2.10条的规定。特殊情况下空气调节室外计算参数的确定。按本规范上述条文确定的室外计算参数设计的空气调节系统，运行时均会出现个别时间达不到室内温湿度要求的现象，但其保证率却是相当高的。为了在特殊情况下保证全年达到既定的室内温、湿度参数(这种情况是很少的)，完全确保技术上的要求，必须另行确定适宜的室外计算参数，直至采用累年极端最高或极端最低干、湿球温度等，但它对空气调节系统的初投资影响极大，必须采取极为谨慎的态度。仅在部分时间(如夜间)工作的空气调节系统。如仍按常规参数设计，将会使设备富裕能力过大，造成浪费，因此，设计时可不遵守本规范第 3.2.7 条至第 3.2.10 条的有关规定。根据具体情况另行确定适宜的室外计算参数。3.2.12冬季室外平均风速，应采用累年最冷3个月各月平均风速的平均值。冬季室外最多风向的平均风速，应采用累年最冷3个月最多风向（静风除外）的各月平均风速的平均值。夏季室外平均风速，应采用累年最热3个月各月平均风速的平均值。室外风速的确定。  本条及本规范其他有关条文中的“累年最冷3个月”，系指累年逐月平均气温最低的3个月；“累年最热3个月”，系指累年逐月平均气温最高的3个月。3.2.13冬季最多风向及其频率，应采用累年最冷3个月的最多风向及其平均频率。　　夏季最多风向及其频率，应采用累年最热3个月的最多风向及其平均频率。年最多风向及其频率，应采用累年最多风向及其平均频率。最多风向及频率。 条文中的“最多风向”即为“主导风向”(PredominantWind Direction)。3.2.14冬季室外大气压力，应采用累年最冷3个月各月平均大气压力的平均值。室外大气压力3.2.15冬季日照百分率，应采用累年最冷3个月各月月平均日照百分率的平均值。冬季日照百分率。\n3.2.16设计计算用采暖期天数，应按累年日平均温度稳定低于或等于采暖室外临界温度的总日数确定。采暖室外临界温度的选取，一般民用建筑和工业建筑，宜采用5°C。设计计算用采暖期的确定原则。本条中所谓，日平均温度稳定低于或等于采暖室外临界温度”，系指室外连续5天的滑动平均温度，低于或等于采暖室外临界温度。按本条规定统计和确定的设计计算用采暖期，是计算采暖建筑物的能量消耗，进行技术经济分析、比较等不可缺少的数据，是专供设计计算应用的，并不是指具体某一个地方的实际采暖期，各地的实际采暖期应由各地主管部门根据情况自行确定。3.2.17室外计算参数统计年份宜取近30年，不足30年者，按实有年份采用，但不得少于10年，少于10年时，应对气象资料进行修正。室外计算参数的统计年份室外计算参数的统计年份长，概率性强，更具有代表性，有助于将各地的气象参数相对地稳定下来，为此有的国家统计年份采用30～50年。目前我国大部分气象台(站)都有30年以上完整的气象资料。统计结果表明，统计L0年、20年和30年的数值是有差别的，但一般差别不是太大。如仅统计1年或几年，则偶然性太大、数据可靠性差。因此，条文中推荐采用30年，至少不低于10年，否则应通过调研、测试并与有长期观测记录的邻近台(站)做比较，必要时，应请气象部门进行订正。3.2.18山区的室外气象参数，应根据就地的调查，实测并与地理和气候条件相似的邻近台站的气象资料进行比较确定。山区的室外气象参数。 考虑到山区气候条件的多变性和复杂性，强调了当与邻近台站的气象资料进行比较时，要特别注意小气候的影响，注意气候条件的相似性。3.3夏季太阳辐射照度3.3.1夏季太阳辐射照度，应根据当地的地理纬度、大气透明度和大气压力，按7月21日的太阳赤纬计算确定。确定太阳辐射照度的基本原则。本规范所给出的太阳辐射照度值，是根据地理纬度和7月大气透明度，并按7月21日的太阳赤纬，应用有关太阳辐射的研究成果，通过计算确定的。关于计算太阳辐射照度的基础数据及其确定方法。这里所说的基础数据，是指垂直于太阳光线的表面上的直接辐射照度S和水平面上的总辐射照度Q。原规范的基础数据是基于观测记录用逐时的 S 和 Q 值，采用近L0年中每年6月至9月内舍去15～20个高蜂值的较大值的历年平均值。实践证明，这一统计方法虽然较为繁琐，但它所确定的基础数据的量值，已为大家所接受。本规范参照这一量值。根据我国有关太阳辐射的研究中给出的不同大气透明度和不同太阳高度角下的S和Q值，按照不同纬度、不同时刻(6～18时)的太阳高度角用内插法确定的。3.3.2建筑物各朝向垂直面与水平面的太阳总辐射照度，可按本规范附录A采用。 垂直面和水平面的太阳总辐射照度。    建筑物各朝向垂直面与水平面的太阳总辐射照度，是按下列公式计算确定的：\nJzz = Jz + (D+Df)/2(3)Jzp = Jp+D(4)式中Jzz——各朝向垂直面上的太阳总辐射照度(W／m2)； Jzp——水平面上的太阳总辐射照度(W／m2)； Jz—各朝向垂直面的直接辐射照度(W／m2)； Jp——水平两的直接辐射照度(W/m2)； D——散射辐射照度（W/m2)； Df——地面反射辐射照度(W／m2)。各纬度带和各大气透明度等级的计算结果列于本规范附录C。3.3.3透过建筑物各朝向垂直面与水平面标准窗玻璃的太阳直接辐射照度和散射辐射照度，可按本规范附录B采用。透过标准窗玻璃的太阳辐射照度。    根据有关资料，将3MM厚的普通平板玻璃定义为标准玻璃。透过标准窗玻璃的太阳直接辐射照度和散射辐射照度，是按下列公式计算确定的：Jcz = μθJz(5)Jzp = μJp(6)Dcz = μd(D+Df)/2(7)Dcp = μdD(8)式中 Jcz——各朝向垂直面和水平面透过标准窗玻璃的直接辐射照度 (W／M2)；    μθ ——太阳直接辐射入射率；     Dcz——透过各朝向垂直面标准窗玻璃的散射辐射照度 (W／M2)；     Dcp——透过水平面标准窗玻璃的散射辐射照度 (W／M2)；     Μd——太阳散射辐射入射率；其他符号意义同前。各纬度带和各大气透明度等级的计算结果列于本规范附录B。3.3.4应用本规范附录A和附录B时，当地的大气透明度等级，应根据本规范附录C及夏季大气压力，按表3.3.4确定。表3.3.4大气透明度等级附录C标定的透明度等级下列大气压力（hPa）（mbar）时的透明度等级6507007508008509009501000111111111211111222312222333422333444523444455644455566当地计算大气透明度等级的确定。    为了按本规范附录A和附录B查取当地的太阳辐射照度值，需要确定当地的计算大气透明度等级。为此，本条给出了根据当地大气压力确定大气透明度的等级，并在本规范附录C中给出了夏季空气调节用的计算大气透明度分布图。4采暖\n4.1一般规定4.1.1采暖方式的选择，应根据建筑物规模，所在地区气象条件能源状况、能源政策、环保等要求，通过技术经济比较确定。选择采暖方式原则。新增条文。 随着社会的发展和技术的不断进步，根据当前各城市供热、供气、供电以及所处地区气象条件、生活习惯等的不同情况，采暖可以有很多方式。如何选定合理的采暖方式，达到技术经济最优化，是应通过综合技术经济比较确定的。这是因为各地能源结构、价格均不同，经济实力也存在较大差异，还要受到环保、卫生、安全等多方面的制约。而以上各种因素并非固定不变，是在不断发展和变化的。一个大、中型工程项目一般有几年周期，在这期间随着能源市场的变化而更改原来的采暖方式也是完全可能的。在初步设计时，应予以充分考虑。4.1.2累年日平均温度稳定低于或等于5°C的日数大于或等于90天的地区，宜采用集中采暖。宜采用集中采暖的地区。新增条文。    这类地区包括北京、天津、河北、山西、内蒙古、辽宁、吉林、黑龙江、山东、西藏、青海、宁夏、新疆等13个省、直辖市、自治区的全部，河南(许昌以北)、陕西(西安以北)、甘肃(天水以北)等省的大部分，以及江苏(淮阴以北)、安徽(宿县以北)、四川(川西)等省的一小部分，此外还有某些省份的高寒山区，如贵州的戚宁、云南的中甸等，其全部面积约占全国陆地面积的70％。4.1.3符合下列条件之一的地区，其幼儿园、养老院、中小学校、医疗机构等建筑宜采用集中采暖：1累年日平均温度稳定低于或等于5°C的日数为60-89天。2累年日平均温度稳定低于或等于5°C的日数不足60天，但累年日平均温度稳定低于或等于8°C的日数大于等于75天。 宜设置集中采暖的建筑。新增条文。本条是根据国家技术经济政策制订的维护公众利益、保障人民生活最基本要求的规范性条文。对条文中规定地区的幼儿园、养老院、中小学校、医疗机构等建筑，宜考虑设置集中采暖。而对于其他地区、其他类型建筑，是否需要采暖、采用什么方式采暖等，可根据当地的具体情况，通过技术经济比较确定。累年日平均温度稳定低于或等于5℃的日数为 60～89 天的地区包括上海，江苏的南京、南通、武进、无锡、苏州、浙江的杭州、安徽的合肥、蚌埠、六安、芜湖，河南的平顶山、南阳、驻马店、信阳，湖北的光化、武汉、江陵，贵州的毕节、水城，云南的昭通，陕西的汉中，甘肃的武都等。累年日平均温度稳定低于或等于5℃的日数不足60天，但累年日平均温度稳定低于或等于8℃的日数大于或等于75天的地区包括浙江的宁波、金华、衢州，安徽的安庆、屯溪，江西的南昌、上饶、萍乡，湖北的宜昌、恩施、黄石，湖南的长沙、岳阳、常德、株州、邵阳、零陵，四川的成都，贵州的贵阳、遵义、安顺、独山，云南的丽江，陕西的安康等。这两类地区的总面积，约占全国陆地面积的15%。   4.1.4采暖室外气象参数，应按本规范第3.2节中的有关规定，采用当地的气象资料进行计算确定。采暖室外气象参数的确定。新增条文。  \n 采暖的气象参数，不可盲目套用临近城市的气象资料。这是因为我国地域广阔、气候复杂，特别是在山区更不能忽视出于地形，高差等对局部气候造成的影响。因此，应根据本规范第3.2节的有关规定按当地的气象资料进行计算确定。也可参照由国家暖通规范管理组相中国气象科学研究院接本规范有关规定计算整理的《采暖通风与空气调节气象资料集》选用。4.1.5设置采暖的公共建筑和工业建筑，当其位于严寒地区或寒冷地区，且在非工作时间或中断使用的时间内，室内温度必须保持在0°C以上，而利用房间蓄热量不能满足要求时，应按5°C设置值班采暖。注：当工艺或使用条件有特殊要求时，可根据需要另行确定值班采暖所需维持的室内温度。设置值班采暖的规定。    规定本条的目的，主要是为了防止在非工作时间或中断使用的时间内，水管及其他用水设备等发生冻结的现象。当然。如果利用房间的蓄热量或采用改变热媒参数的质调节以及间歇运行等方式能使室温达到5℃时，也可不设值班采暖。4.1.6设置采暖的工业建筑，如工艺对室内温度无特殊要求，且每名工人占用的建筑面积超过100m2时，不宜设置全面采暖，应在固定工作地点设置局部采暖。当工作地点不固定时，应设置取暖室。设置局部采暖和取暖室的规定。    当每名工人占用的建筑面积超过LOOM2时，设置使整个房间都达到某一温度要求的全面采暖是不经济的，仅在固定的工作地点设置局部采暖即可满足要求，有时厂房中无固定的工作地点。设置与办公室或休息室相结合的取暖室，对改善劳动条件也会起到一定的作用，因此做了如条文中的有关规定。4.1.7设置全面采暖的建筑物，其围护结构的传热阻，应根据技术经济比较确定，且应符合国家有关节能标准的规定。4.1.8围护结构的最小传热阻，应按下式确定：Ro·min=a(tn-tw)/Δtyαn(4.1.8-1)或　Ro·min=a(tn-tw)Rn/Δty(4.1.8-2)式中：Ro·min---围护结构的最小传热阻（m2·°C/W）；　　　　tn---冬季室内计算温度（°C）。按本规范第3.1.1条和4.2.4条采用；　　　　tw---冬季围护结构室外计算温度（°C），按本规范第4.1.9条采用；　　　　a---围护结构温差修正系数，按本规范表4.1.8-1采用；　Δty---冬季室内计算温度与围护结构内表面温度的允许温差（°C），按本规范表4.1.8-2采用；　　　　αn---围护结构内表面换热系数[W/(m2·°C)]，按本规范表4.1.8-3采用；　　　　Rn---围护结构内表面换热阻(m2·°C/W)，按本规范表4.1.8-3采用。　注：1本条不适用于窗、阳台门和天窗。　　　　2砖石墙体的传热阻，可比式（4.1.8-1、4.1.8-2）的计算结果小5％。　　　　3外门（阳台门除外）的最小传热阻，不应小于按采暖室外计算温度所确定的外墙最小传　　热阻的60％。　　　　4当相邻房间的温差大于10°C时，内围护结构的最小传热阻，亦应通过计算确定。　　　　5当居住建筑、医院及幼儿园等建筑物采用轻型结构时，其外墙最小传热阻，尚应符合国　　家现行《民用建筑热工设计规范》（GB50176）及《民用建筑节能设计标准（采暖居住建筑部分）》（JGJ26）的要求。表4.1.8-1　温差修正系数α围护结构特征a\n外墙、屋顶、地面及室外相通的楼板等1.00闷顶与室外空气相通的非采暖地下室上面的楼板等0.90与有外门窗的不采暖楼梯间相邻的隔墙（1-6层建筑）0.6与有外门窗的不采暖楼梯间相邻的隔墙（7-30层建筑）0.5非采暖地下室上面的楼板，外墙上有窗时0.75非采暖地下室上面的楼板，外墙上无窗且位于室外地坪以上时0.60非采暖地下室上面的楼板，外墙上无窗且位于室外地坪以下时0.40与有外门窗的非采暖房间相邻的隔墙0.70与列外门窗的非采暖房间相邻的隔墙0.40伸缩缝缩、沉降缝墙0.30防震缝墙0.70表4.1.8－2允许温差Δty值（°C）建筑及房间类别外墙屋顶居住建筑、医院和幼儿园等6.04.0办公建筑、学校和门诊等6.04.5公共建筑（上述指明者除外）和工业企业辅助建筑物（潮湿的房间除外）7.05.5室内空气干燥的生产厂房10.08.0室内空气潮湿正常的生产厂房8.07.0室内空气潮湿的公共建筑、生产厂房及辅助建筑物：　　当不允许墙和顶棚内表面结露时　　当仅不允许顶棚内表面结露时tn-tl7.00.8(tn-tl)0.9(tn-tl)室内空气潮湿且具有腐蚀性介质的生产厂房tn-tltn-tl室内散热量大于23W/m3，且计算相对温度不大于50％的生产厂房12.012.0　　注：1室内空气干湿温度的区分，应根据室内温度和相对湿度按表4.1.8-4确定。　　　2与室外空气相通的楼板和非采暖地下室上面的楼板，其允许温差Δty值，可采用2.5℃。　　　　3tn---同式(4.1.8－1、4.1.8－2)　　tl---在室内计算温度和相对温度状况下的露点温度（℃）。表4.1.8－3　　换热系数an和换热阻值Rn围护结构内表面特征AnW/(m2·℃)Rn(m2·℃)/W墙、地面、表面平整或有肋状突出物的顶棚，当h/s≤0.3时8.70.115有肋状突出物的顶棚，当h/s<0.3时7.60.132　　注：h－肋高（m）；　　　　s－肋间净距（m）。表4.1.8-4室内空气干湿程度的区分相对湿度≤1213～24>24干燥≤60≤50≤40\n正常61～7551～6041～50较温>7561～7551～60潮湿->75>604.1.9确定围护结构最小传热阻时，冬季围护结构室外计算温度tw，应根据围护结构热惰性指标D值，按表4.1.9采用。表4.1.9冬季围护结构室外计算温度（℃）围护结构类型热惰性指标tw的取值（℃）Ⅰ>6.0tw=twnⅡ4.1～6.0tw=0.6twn+0.4tp·minⅢ1.6～4.0tw=0.3twn+0.7tp·minⅣ≤1.5tw=tp·min　　注：twn和tp·min---分别为采暖室外计算温度和累年最低日平均温度（℃），按《采暖通风与空气调节气象资料集》数据采用。4.1.10围护结构的传热阻，应按下式计算：　　　　　　　　　　　Ro=1/an+Rj+1/aw(4.1.10-1)　　　　　　　　　或Ro=Rn+Rj+Rw（4.1.10-2）式中：Ro---围护结构的传热阻（m2·℃/W）；　an,Rn---同式（4.1.8-1、4.1.8-2）；　　aw---围护结构外表面换热系数[W/(m2·℃)],按本规范表4.1.10采用；　　　Rw---围护结构外表面换热阻（m2·℃/W），按本规范表4.1.10采用；　　　Rj---围护结构本体（包括单层或多层结构材料层及封闭的空气间层）的热阻（m2·℃/W）。表4.1.10换热系数aw和换热阻值Rw围护结构内表面特征awW/(m2·℃)Rw(m2·℃)/W外墙和屋顶23（20）0.04(0.05)与室外空气相通的非采暖地下室上面的楼板17（15）0.06(0.07)闷顶和外墙上有窗的非采暖地下室上面的楼板12（10）0.08(0.10)外墙上无窗的非采暖地下室上面的楼板6（5）0.17(0.20)关于采暖建筑物围护结构传热阻的规定。第 4.1.8 条为强制条文。表 4.1.8-1 中增加了与有外门窗的不采暖楼梯同相邻的隔墙L～6层及7～30层建筑的温差修正系数。1 本规范第4.1.7条明确规定，设置全面采暖的建筑物，围护结构(包括外墙、屋顶、地面及门窗等)的传热阻应根据技术经济比较确定。即通过对初投资、运行费用和燃料消耗等的全面分析，按经济传热阻的要求进行围护结构的建筑热工设计，国内有关部门基于建筑节能的要求制定的标准、措施如《民用建筑节能设计标准(采暖居住建筑部分)》(JGJ26)等，应在设计中贯彻执行。2 本规范第4.1.8条规定了确定围护结构最小传热阻的计算公式，它是基于下列原则制定的：对围护结构的最小传热阻、最大传热系数及围护结构的耗热量加以限制；使围护结构内表面保持一定的温度，防止产生凝结水，同时保障人体不致因受冷表面影响而产生不舒适感。\n3 本规范第 4.1.9 条规定了根据建筑物围护结构热惰性D值的大小不同。所应分别采用的四种类型冬季围护结构室外计算温度的取值方法。按照这一方法，不仅能保证围护结构内表面不产生结露现象，而且将围护结构的热稳定性与室外气温的变化规律紧密地结合起来，使D值较小(抗室外温度波动能力较差)的围护结构，具有较大的传热阻；使D值较大(抗室外温度波动能力较强)的围护结构，县有较小的传热阻。这些传热阻不同的围护结构，不论D值大小，不仅在各自的室外计算温度条件下，其内表面温度都能满足要求，而且当室外温度偏离计算温度乃至降低到当地最低日平均温度时，围护结构内表面的温降也不会超过1℃。也就是说，这些不同类型的围护结构，其内表面最低温度将达到大体相同的水平。对于热稳定性最差的Ⅳ类围护结构，室外计算温度不是采用累年极端最低温度，而是采用累计最低日平均温度(两者相差5～10℃)；对于热稳定性较好的Ⅰ类围护结构。采用采暖室外计算温度，其值相当于寒冷期连续最LO天左右的平均温度；对于热稳定性处于Ⅰ、Ⅳ类中间的Ⅱ、Ⅲ类围护结构，则利用Ⅰ、Ⅳ类计算温度即采暖室外计算温度和最低日平均温度并采用调整权值的方式计算确定，不但气象资料的统计工作可以简而且也便于应用。条文表 4.1.9 中Twn和Tpmin应根据本规范第3.2节的有关规定，按当地气象资料进行计算。也可参照由国家暖通规范管理组和中国气象科学研究院按本规范有关规定计算整理的《采暖通风与空气调节气象资料桌集选用。4.1.11设置全面采暖的建筑物，其玻璃外窗、阳台门和天窗的层数，可按表4.1.11采用。表4.1.11窗、阳台门和天窗层数建筑物及房间类别室内外温度（℃）层数外窗阳台门天窗民用建筑（居住建筑及潮湿的公共建筑除外）<33单层单层≥33双层双层干燥或正常湿度状况的工业建筑物<36单层单层≥36双层单层潮湿的公共建筑、工业建筑物<31单层单层≥31双层单层散热量大于23W/m3，且室内计算相对湿度不大于50%的工业建筑不限单层单层　　注：1表中所列的室内外温差，系指冬季内计算温度和采暖室外计算温度之差。　　　　2高级民用建筑，以及其他经技术经济比较设置双层窗合理的建筑物，可不受本条规定的限制。3居住建筑外窗的层数，应符合国家有关节能标准的规定。4对较高的工业建筑及特殊建筑，可视具体情况研究确定。4.1.12设置全采暖的建筑物，在满足采光要求的提前下，其开窗面积应尽量减小。民用建筑的窗墙面积比，应按国家现行标准《民用建筑热工设计规范》（GB50176）执行。关于外窗层数和开窗面积的规定。因《民用建筑节能设计标准(采暖居住建筑部分)》(JGJ 26)对建筑物的保温要求日益提高，且今后还会有所变化。所以第 4.1.11 条在原条文基础上做了相应补充修改(补充注3、4)。外窗层数及开面面积对围护结构的综合传热系数影响很大，为了限制和降低采暖建筑物的能耗。除了设法提高周护结构非透明部分(外墙和屋顶等)的保温\n性能外，还必须十分重规其透明部分（外窗、阳台门和天窗等)的保温性能，其中包括尽量加大热阻，减小面积，提高气密程度等。从节能的角度考虑，设置全新采暖的建筑物采用双层窗一般是比较合理的，但根据我国目前的情况，尚无条件普遍采用双层窗，因此条文中对各类不同性质的建筑物分别规定了设置单层窗和双层窗的室内外温差界限。就其实质来说，相当于在采暖室外计算温度低于或等于-15℃的地区，一般民用建筑应采用双层窗，这和国内有关标准、规范关于在严寒地区民用建筑应采用双层密的规定是一致的。对于干燥或正常温度状况的工业建筑，设双层窗的地区界限相当于采暖室外计算温度低于或等于-20℃。当然，对于高级民用建筑以及其他经技术经济比较设置双层窗合理的建筑物，可不受此规定的限制，条文中已有明确注释。不论是单层窗还是双层窗，在满足采光面积的前提下，均应尽量减小开窗面积。4.1.13集中采暖系统的热媒，应根据建筑物的用途，供热情况和当地气候特点等条件，经技术经济比较确定，并应按下列规定选择：　1民用建筑应采用热水作热媒；　　2工业建筑，当厂区只有采暖用热或以采暖用热不主时，宜采用高温水作热媒；当厂区供热以工艺用蒸汽为主，在不违反卫生、技术和节能要求的条件，可采用蒸汽作热媒。　　注：1利用余热或天然热源采暖时，采暖热媒及其参数可根据具体情况确定。　　　　2辐射采暖的热媒，应符合本规范第4.4节、第4.5节的规定。采暖热媒的选择。热水和蒸汽是集中采暖系统最常用的两种热媒。多年的实践证明，热水采暖比蒸汽采暖具有许多优点。从实际使用情况看，热水做热媒不但采暖效果好。而且锅炉设备、燃料消耗和司炉维修人员等比使用蒸汽采暖减少了30%左右。    由于热水采暖比蒸汽采暖具有明显的技术经济效果，用于民用建筑是经济合理的，近年来许多单位是这样做的，因此，条文中明确规定民用建筑的集中采暖系统应采用热水作热媒。工业建筑的情况比较复杂，有时生产工艺是以高压蒸汽为热源，单独搞一套热水系统就不一定合理，因此不宜对蒸汽采暖持绝对否定的态度(但应正视和解决蒸汽采暖存在的问题)，条文中规定有一定的灵活性。当厂区只有采暖用热或以采暖用热为主时，推荐采用高温水作热媒；当厂区供热以工艺用蒸汽为主。在不违反卫生、技术和节能的条件下，可采用蒸汽作热媒。4.1.14改建或扩建的建筑物，已及与原有热网相连接的新增建筑物，除遵守本规范的规定外，尚应根据原有建筑物的状况，采取相应的技术措施。 改建和扩建建筑物采暖系统的设计原则。 鉴于按本规范所规定的方法确定的建筑物采暖热负荷时，其耗热量指标一般小于原有建筑物的耗热指标。为了保证与原有建筑物同一热源供热的改建、扩建和新建建筑物达到预期的采暖效果，应采取一些必要的技术措施。例如：设置单独的供热管道，在采暖室外计算温度下连续供热等，在某些情况下。亦可按原有建筑物的耗热量指标确定采暖热负荷。 按本规范所规定的方法进行选择采暖设备、计算管路等设计时，也要充分考虑与原有建筑同一热源供热的情况，采取相应的技术措施。4.2热负荷4.2.1冬季采暖通风系统和热负荷，应根据建筑物下列散失和获得的热量确定：1围护结构的耗热量；\n2加热油门窗缝隙渗入室内的冷空气的耗热量；3加热油门、孔洞及相邻房间侵入的冷空气的耗热量；4水分蒸发的耗热量；5加热由外部运入的冷物料和运输工具的耗热量；6通风耗热量7最小负荷班的工艺设备散热量8热管道及其他热表面的散热量；9热物料的散热量；10通过其他途径散失或获得的热量。注：1不经常的散热量，可不计算。2经常而不稳定的散热量，应采用小时平均值。确定采暖通风系统热负荷的因素。在《民用建筑节能设计标准（采暖居住建筑部分》（JGJ26）中规定：“单位建筑面积的建筑物内部得热（包括炊事、照明、家电和人体散热），住宅建筑，取3.80W/m2。”前住宅建筑户型面积越来越大，单位建筑面积内部得热量不一，且炊事、照明、家电等散热是间歇性的，这部分自由热可作为安全量，在确定热负荷时不予考虑。4.2.2围护结构的耗热量，应包括基本耗热量和附加耗热量。4.2.3围护结构的基本耗热量，应按下式计算：　　　　　　　　Q=aFK(tn-twn)(4.2.3)　　式中：Q---围护结构的基本耗热量（W）；　　　　　F---围护结构的面积（m2）；　　　　　K---围护结构的传统系数[W/(m2·℃)]；　　　　　twn---采暖室外计算温度（℃），按本规范第3.2.1条采用；　　　　　tn，a---与本规范第4.1.8条相同。注：当已知或可求出冷侧温度时，twn一项可直接用冷侧温度值代入，不再进行a值修正。围护结构耗热量的分类及基本耗热量的计算。式(4．2．3)是按稳定传热计算围护结耗热量的最基本的公式。在计算围护结构耗热量的时候，不管围护结构的热情性指标D值大小如何，室外计算温度均采用采暖室外计算强度——平均每年不保证5天的日平均温度，不再分级。 增加“注”，在巳知冷侧温度时或用热平衡法能计算出冷侧的温度时，TWN一项可直接用冷侧温度代入，不再进行Α值修正。4.2.4计算围护结构耗热量时，冬季室内计算温度，应按本规范第3.2.1条采用，但层高大于4m的工业建筑，尚应符合下列规定：1地面应采用工作地点的温度；2屋顶和天窗，应采用屋顶下的温度。屋顶下的温度，可按下式计算：　　　　　　　　td=tg+ΔtH(H-2)(4.2.4-1)　　式中：td---屋顶下的温度（℃）　　　　　tg---工作地点温度（℃〕　　　　ΔtH---温度梯度（℃/m）；　　　　　H---房间高度（m）3墙、窗和门、应采用室内平均温度；室内平均温度，应按下式计算：　　　　　　　　tnp=(td+tg)/2(4.2.4-2)　　式中：tnp---室内平均温度（℃）；\n　　　td，tg---与式（4.2.4-1）相同。注：散热量小于23W/m3的工业建筑，当其温度梯度值不能确定时，可用工作地点温度计算围护结构耗热量，但应按本规范第4.2.7条的规定进行高度附加。计算围护结构耗热量耐冬季室内计算温度的选取。在建筑物采暖耗热量计算中，为考虑室内竖向温度梯度的影响，常用两种不同的计算方法： 1 对房间各部分围护结构均采用同一室内温度计算耗热量，当房间高于4M时计入高度附加； 2 对房间各部分围护结构采用不同的室内温度计算耗热量，即使房间高于4M时也不计入高度附加。    第一种方法对于某一具体房高只有一个与之对应的高度附加系数，方法比较简单，但无选择余地，不能做到根据建筑物的不同性质区别对待，只适用于室内散热量较小，上部空间温度增高不显著的建筑物，如民用建筑及辅助建筑物等；第二种方法比较麻烦，但可适应各种性质的建筑物，尤其是室内做热量较大、上部空间温度明显升高的工业建筑，因此，条文中规定房高大于4M的工业建筑应采用这种方法。 对于不同性质和高度的建筑物，其温度梯度值与很多因素(如采暖方式、工艺设备布置及散热量大小等)有关，难以在规范中给出普遍适用的数据，设计时需根据具体情况确定。通过分析对比，在某些情况下(如室内散热量不大的机械加工厂房)，两种计算方法所得的结果，虽有差异但出入不大，因此在条文的附注中规定：“散热量小于23W／M3的工业建筑，当其温度梯度值不能确定时，可用工作地点温度计算围护结构耗热量，但应按本规范第4.2.7条的规定进行高度附加。”4.2.5与相邻房间的温差大于或等于5°C时，应计算通过隔墙或楼板等的传热量。与相邻房间的温差小于5°C时，应通过隔墙和楼板等的传热量大于该房间热负荷的10%，尚应计算其传热量。 相邻房间的温差传热计算原则。   当相邻房间的温差小于5℃时，为简化计算起见，可不计入通过隔墙和楼板等的传热量。当隔墙或楼板的传热阻太小，且其传热量大于该房间热负荷的10％时，也应将其传热量计入该房间的热负荷内。4.2.6围护结构的附加耗热量，应按其占基本耗热量的百分率确定。各项附加（或修正）百分率，宜按下列规定的数值选用：　　1朝向修正率：　　　　北、东北、西北0％～10％　　　　东、西－5％　　　　东南、西南－10％～－15％　　　　南－15％～－30％注：1应考虑当地冬季日照率、辐射度、建筑物使用和被遮挡等情况选用修正率。　　2冬季日照率小于35％的地区，东南、西南和南向的修正率，宜采用－10％～0，东西可不修正。2风力附加率：建筑在不避风的高地、河边、海岸、旷野上的建筑物，以及城镇、厂区内特别高出的建筑物，垂直的外围护结构附加5％～10％。3外门附加率：　　当建筑物的楼层数为n时：　　一道门65n％×n\n　　两道门（有一个门斗）80n％×n　　三道门（有两个门斗）60n％×n　　公共建筑和生产厂房的主要出入口500％　　注：1外门附加率，只适用于短时间开启的，无热风幕的热门。　　　　2阳台门不应考虑外门附加。围护结构的附加耗热量。 1 朝向修正率，是基于太阳辐射的有利作用和南北向房间的温度平衡要求，而在耗热量计算中采取的修正系数。本条第一款给出的一组朝向修正率是综合各方面的论述、意见和要求，在考虑某些地区，某些建筑物在太阳辐射得热方面存在的潜力的同时，考虑到我国幅员辽阔，各地实际情况比较复杂，影响因素很多，南北向房间耗热量客观存在一定的差异(10％～30％左右)，以及北向房间由于接受不到太阳直射作用而使人们的实感温度低(约差2℃)，而且墙体的干燥程度北向也比南向差，为使南北向房间在整个采暖期均能维持大体均衡的温度，规定了附加(减)的范围值。这样做适应性比较强，并为广大设计人员提供了可供选择的余地，具有一定的灵活性，有利于本规范的贯彻执行。2 风力附加率，是指在采暖耗热量计算中，基于较大的室外风速会引起围护结构外表面换热系数增大即大于23W／(M3·℃)而增加的附加系数。由于我国大部分地区冬季平均风速不大。一般为2～3M／S，仅个别地区大于5M／S，影响不大，为简化计算起见，一般建筑物不必考虑风力附加，仅对建筑在不避风的高地、河边、海岸、旷野上的建筑物，以及城镇、厂区内特别高出的建筑物的风力附加系数做了规定。3 外门附加率，是基于建筑物外门开启的频繁程度以及冲入建筑物中的冷空气导致耗热量增大而打的附加系数。关于第3款外门附加中“一道门附加65％×N，两道门附加80％×N”的有关规定，有人提出异议，但该项规定是正确的。因为一道门与两道门的传热系散是不同的：一道门的传热系数是4.65W／(M2·℃)，两道门的传热系数是2.33W／(M2·℃)。  例如：设楼层数N=6，一道门的附加65%×N为：4.65X65%×6=18.135两道门的附加80%×N为:2.33×80%×6=11.184显然一道门附加的多,而两道门附加的少。    另外，此处所指的外门是建筑物底层入口的门，而不是各层每户的外门。4.2.7民用建筑和工业企业辅助建筑物（楼梯间除外）的高度附加率：房间高度大于4m时，每高出1m应附加2％，但总的附加率不应大于15％。注：高度附加率，应附加于围护的基本耗量和其他附加耗热量上。高度附加率。高度附加率，是基于房间高度大于4M时，由于竖向温度梯度的影响导致上部空间及围护结构的耗热量增大而打的附加系数。由于围护结构耗热作用等影响，房间竖向温度的分布并不总是逐步升高的，因此对高度附加率的上限值做了不应大于15％的限制。4.2.8加热由门窗缝隙渗入室内的冷空气的耗热量，应根据建筑物的内部隔断、门窗构造、门窗朝向、室内外温度等因素确定，宜按本规范附录D进行计算。冷风渗透耗热量。\n本条强调了门窗缝隙渗透冷空气耗热量计算的必要性，并明确计算时应考虑的主要因素。    在各类建筑物特别是工业建筑的耗热量中，冷风渗透耗热量所占比例是相当大的，有时高达30%左右。根据现有的资料，本规范附录D分别给出了用缝隙法计算民用建筑及生产辅助建筑物的冷风渗透耗热量和用百分率附加法计算工业建筑的冷风渗透耗热量，并在附录E(沿用原规范附录八)中给出了全国主要城市的冷风渗透量的朝向修正系数n值。4.3散热器采暖4.3.1选择散热器时，应符合下列规定：1散热器的工作压力，应满足系统的工作压力，并符合国家现行有关产品标准的规定。2民用建筑宜采用外形美观，易于清扫的散热器；3放散粉尘或防尘要求较高的生产厂房，应采用易于清扫的散热器；4具有腐蚀性气体的生产厂房或相对湿度较大的房间，宜采用铸铁散热器；5采用钢制散热器时，应关闭闭式系统，并满足产品对水质的要求，在非采暖季节采暖系统应充水保养；蒸汽采暖系统不应采用刚制柱型、板型和扁管等散热器；6采用铝制散热器时，应选用内防腐型铝制散热器，并满足产品对水质的要求；7安装热量表和恒温阀的热水采暖系统不宜采用水流通道内含有粘砂的铸铁等散热器。选择散热器的规定1近十几年散热器行业发展变化较大，出现了多种新型散热器，并且正在逐渐淘汰陈旧的产品，同时制定了各类型产品标准，而各标准中明确规定了各种热媒下的工作压力，因此，按产品标准中的规定选用散热器的工作压力，会更准确和适应散热器行业发展的需要。 选择散热器的规定。1 近十几年散热器行业发展变化较大，出现了多种新型散热器，并且正在逐渐淘汰陈旧的产品，同时制定了各类型产品标准，而各标准中明确规定了各种热媒下的工作压力，因此，按产品标准中的规定选用散热器的工作压力，会更准确和适应散热器行业发展的需要。2 社会的进步和生活水平的不断提高，促使人们对居室环境的要求也越来越高。散热器的清扫和装饰要求已引起国内制造厂商的广泛重视。目前，有些生产企业生产的铜管铝翅片对流散热器，以较为完美的外观和可以拆、装的外罩，在保障了散热器的使用效果的同时，又解决了散热器外观和清扫的问题，同时也起到了防护的作用。3  随着我国能源政策的改变和生活水平的不断提高，传统的铸铁散热器由于生产过程的高污染、低效率、劳动强度大、外观粗糙等原因，使用受到一定的限制。钢制、铝制散热器等由于生产过程污染小、效率高、劳动强度低、散热器承压能力高、表面光滑易于清扫、外形美观且形式多样，既可满足产品的使用要求，又可起到一定的装饰作用。采用钢制散热器时，必须注意防腐问题。钢制散热器一般由薄钢板冲压、焊接形成。由于其材料的固有特性，如何降低电化学腐蚀速度，是设计的首要问题。造成钢制散热器腐蚀的原因很多，其中电化学腐蚀和应力腐蚀最为严重。\n应力腐蚀破裂是金属材料在静拉伸应力和腐蚀介质共同作用下导致破裂的现象，其应力主要来源于加工工序。所以，防止应力腐蚀主要应从合理选材，制定合理的加工工艺两方面采取措施。电化学腐蚀是水中溶解氧与钢的电化学反应：阳极反应：FE—FE2+ +2E-；阴极反应O2+2H2O+4E-—40H- ；综合反应：2FE+O2 +2H2O—2FE(OH)2腐蚀反应形成氢氧化亚铁将在热水S中进一步分解：3FE(OH)2=FE3O4+2H20+H2。最终产物四氧化三铁是一层黑色沉淀物，吸附在散热器的内壁上。降低钢制散热器腐蚀速度可采取以下几个方面措施：(1) 采用闭式系统；由采暖循环泵、管道系统、采暖散热器及相关组件组成的封闭循环系统。必要时，可采用低位胶囊式密闭定压膨胀罐解决系统的定压和膨胀问题。(2) 根据现行国家标准《工业锅炉水质》(GB 1576)的要求，控制系统水质和系统补水水质的溶解氧应小于或等于0．1MG／L；承温25℃时PH值，给水大于或等于7，锅炉应在10～12之间。(3) 采暖系统在非采暖季节应充水湿保养，不仅是使用钢制散热器采暖系统的基本运行条件，也是热水采暖系统的基本运行条件，在设计说明中应加以强调。蒸汽采暖系统不应使用钢制柱型(指钢板制柱型)、板型及扁管式散热器。因为蒸汽系统的含氧量、PH值不易控制，对散热器的腐蚀几率较高；而且系统压力不稳定，有杂质，运行中噪声较大，散热器表面温度过高，因此，规定蒸汽采暖系统不应采用钢制散热器。4 铝制散热器的腐蚀问题也日益突出。铝制散热器的腐蚀主要是碱腐蚀。为避免重蹈钢制散热器的覆辙，铝制散热器应选用内防腐型铝制散热器并满足产品对水质的要求。5 热水采暖系统选用散热器时，钢制散热器与铝制散热器不应在同一热水采暖系统中使用。铝制散热器与热水采暖系统管道应注意采用等电位连接。在有些安装了热量表和恒温阀的热水采暖系统中，已出现由于散热器内不清洁，而使系统不能正常运行等问题，因此规定：安装热量表和恒温阀的热水采暖系统中，不宜采用水流通道内含有粘砂的铸铁等散热器。4.3.2布置散热器时，应符合下列规定：1散热器宜安装在外墙窗台下，当安装或布置管道有困难时，也可靠内墙安装；2两道外门之间的门斗内，不应设置散热器；3楼梯间的散热器，应尽量分配在底层或按一定比例分配在下部各层。散热器的布置。1 散热器布置在外墙的窗台下，从散热器上升的对流热气流能阻止从玻璃窗下降的冷气流，使流经生活区和工作区的空气比较暖和，给人以舒适的感觉；如果把散热器布置在内墙，流经人们经常停留地区的是较冷的空气，使人感到不舒适。也会增加墙壁积尘的可能，因此推荐把散热器布置在外墙的窗台下；款1中考虑到分户热计量时，为了有利于户内管道的布置，增加了可靠内墙安装的内容。2 为了防止把散热器冻裂，因此规定在两道外门之间不应设置散热器。3 把散热器布置在楼梯间的底层，可以利用热压作用，使加热了的空气自行上升到楼梯间的上部补偿其耗热量，因此规定楼梯间的散热器应尽量布置在底层或按一定比例分配在下部各层。4.3.3散热器应明装；\n暗装时装饰罩应有合理的气流通道、足够的通道面积，并方便维修。散热器的安装。本条是根据建筑物的用途，考虑有利于散热器放热、安全、适应室内装修要求以及维护管理等方面制定的。近几年散热器的装饰已很普遍，但很多的装饰罩设计不合理，严重影响了散热器的散热效果，因此，强调了暗装时装饰罩的作法应合理。即装饰罩应有合理的气流通道、足够的通道面积，并方便维修。4.3.4幼儿园的散热器必须暗装或加防护罩。幼儿园散热器的安装。强制条文。规定本条的目的，是为了保护儿童安全健康。4.3.5铸铁散热器的组装片数，不宜超过下列数值：　粗柱型（包括柱翼型）20片　　　　细柱型25片　　　　长翼型7片散热器的组装片数。规定本条的目的，主要是从便于施工安装考虑的。4.3.6确定散热器数量时，应根据其连接方式、安装形式、组装片数、热水流量以及表面涂料等对散热量的影响，对散热器数量进行修正。4.3.7民用建筑和室内温度要求较严格的工业建筑中的非保温管道，明设时，应计算管道的散热量对散热器数量的折减；暗设时，应计算管道中水的冷却对散热器数量的增加。散热器数量的确定。1 散热器的传热系数。是在特定条件下通过实验测定给出的。在实际工程应用中情况往往是多种多样的，与测试条件下给出的传热系数会有一定的差别，为此设计时除应按不同的传热温差(散热器表面温度与室温之差)选用合适的传热系数外，还应按本规范第4．3．6条的规定考虑其连接方式、安装形式、组装片数、热水流量以及表面涂料等对散热量的影响。2 明管敷设时，非保温管道的散热量有提高室温的作用，可补偿一部分耗热量，暗管敷设时，由于管道散热导致热媒温度降低，为保持必要的室温应适当增多散热器的数量，因此，在本规范第 4. 3. 7 条中做了有关规定。4.3.8条件许可时，建筑物的采暖系统南北向房间宜分环设置。采暖系统南北向房间分环设置的规定。为了平衡南北向房间的温差、解决“南热北冷”的问题，除了按本规范第 4．2．6 条的规定对南北向房间分别采用不同的朝向修正系数外，对民用建筑和工业企业辅助建筑物的采暖系统，必要时采取南北向房间分环布置的方式，也不失为一种行之有效的办法；因此，在条文中推荐。4.3.9建筑物的热水采暖系统高度超过50m时，宜竖向分区设置。高层建筑采暖系统的布置。本条是基于国内的实践经验并参考有关资料制定的，主要目的是为了减小散热器及配件所承受的压力，保证系统安全运行。4.3.10垂直单管采暖系统，同一房间的两组散热器可串联连接；贮藏室、盥洗室、厕所和厨房等辅助用室及走廊的散热器，亦可同邻室串联连接。注：热水采暖系统两组散热器串联时，可采用同侧连接，但上、下串联管直径应与散热器接口直径相同。4.3.11有冻结危险的楼梯间或其他有冻结危险的场所，\n应由单独的立、支管供暖。散热器前不得设置调节阀。散热器的连接及供热。第 4．3．11 条为强制条文。本规范第 4．3．10 条关于同一房间的两组散热器可以串联连接，某些辅助房间如贮藏室、厕所等的散热器可以同邻室连接的规定，主要是考虑在有些情况下单独设置立管有困难或不经济。对于有冻结危险的楼梯间或其他有冻结危险的场所，一般不应将其散热器同邻室连接，以防影响邻室的采暖效果，甚至冻裂散热器。因此，本规范第 4．3．11 条强制规定在这种情况下应由单独的立、支管供热，且不得装设调节阀门。随着建筑水平和物业管理水平的提高及采暖区域的扩大，有的楼梯间已经无冻结危险，因此，对楼梯间也不能一概而论。4.3.12安装在装饰罩内的恒温阀必须采用外置传感器，传感器应设在能正确反映房间温度的位置。散热器恒温阀传感器的安装要求。新增条文。    由于恒温阀的特定安装位置，有时不能正确反应房间温度，为了使传感器能正确反应房间温度，强调了传感器的设置位置；对安装在装饰罩内的恒温阀，应采用外置传感器。4.4热水辐射采暖4.4.1设计加热管埋设在建筑构件内的低温热水辐射采暖系统时，应会同有关专业采取防止建筑物构件龟裂和破损的措施。低温热水辐射采暖的设计及要求。低温热水辐射采暖具有节能、卫生、舒适、不占室内面积等优点，近年来在国内发展迅速。低温热水辐射采暖的设计及要求。低温热水辐射采暖具有节能、卫生、舒适、不占室内面积等优点，近年来在国内发展迅速。低温热水辐射采暖一般指加热管埋设在建筑构件内的采暖形式，有墙壁式、顶棚式和地板式等3种。目前我国主要采用的是地板式，称为低温热水地板辐射采暖。低温热水地板辐射采暖的设置，不应导致建筑构件产生龟裂和损坏。在具体工程中采用何种做法，要通过计算并进行技术经济比较后确定。4.4.2低温热水辐射采暖，辐射体表面平均温度，应符合表4.4.2的要求。4.4.2辐射体表面平均温度（℃）设置位置宜采用的位置温度上限值人员经常停留的地面24～2628人员短期停留的地面28～3032无人停留的地面35～4042房间高度2.5～3.0m的顶棚28～30房间高度3.1～4.0m的顶棚33～36距地面1m以下的墙面35距地面1m以上3.5m以下的墙面45低温热水辐射采暖的要求。根据国内外技术资料从人体舒适和安全角度考虑，对辐射采暖的辐射体表面平均温度做了具体规定。4.3.3低温热水地板辐射采暖的供水温度和回水温度应经计算确定。民用建筑的供水温度不应超过60℃，供水、回水温度差宜小于或等于10℃.\n 低温热水地板辐射采暖的供、回水温度的要求。新增条文。由国外资料汇集查得，地板辐射采暖的供水温度的上限值有60℃、65℃、70℃、75℃等，本条从对地板辐射采暖的安全与寿命考虑，规定民用建筑的供水温度不应超过60℃。4.4.4低温热身地方辐射采暖的耗热量应经计算确定。全面辐射采暖的耗热量，应按本规范第4.2节的有关规定计算，并应对总耗热量乘以0.9～0.95的修正系数或将室内计算温度取值降低2℃.局部辐射采暖的耗热量，可按整个房间全面辐射采暖所算得的耗热量乘以该区域面积与所在房间面积的比值和表4.4.4中所规定的附加系数确定。建筑物地板敷设加热管时，采暖耗热量中的不计算地面的热损失。表4.4.4局部辐射采暖耗热量附加系数采暖区面积与房间总总面积比值0.550.400.25附加系数1.301.351.50低温热水地板辐射采暖负荷计算。根据国内外资料和国内一些工程的实测，低温热水地板辐射采暖用于全面采暖时，在相同热舒适条件下的室内温度可比对流采暖时的室内温度低2～3℃。因此，规定地板辐射采暖的耗热量计算可按本规范第4．2节的有关规定进行，但室内计算温度取值可降低2℃，或将计算耗热量乘以O．9～O．95的修正系数(寒冷地区取O．9，严寒地区取0．95)。当地板辐射采暖用于局部采暖时，耗热量还要乘以表4．4．4所规定的附加系数(局部采暖的面积与房间总面积的面积比大于75％时，按全面采暖耗热量计算)。4.4.5低温热水地板辐射采暖的有效散热量应经计算确定，并应计算室内设备、家具等地面覆盖物等对散热量的折减。低温热水地板辐射采暖有效散热量的确定。新增条文。本条针对目前一些工程不考虑房间朝向、外墙、外窗以及室内设施、地面覆盖物等的不同情况，加热管在整个房间内等同距敷设，而室内设备，家具等地面覆盖物对采暖的有效散热量的影响较大。因此，本条强调了地板辐射采暖的有效散热量应通过计算确定。目前国内尚无统一的计算方法，大多采用国外资料。在计算有效散热量时，必须重视室内设备、家具等地面覆盖物对有效散热面积的影响。当人均居住面积较小时，家具所占面积相对较大。目前，有以下两种可行方法：1 室内均匀布置加热管。在计算有效散热量时，应对总面积乘以小于1．O的系数。2 加热管尽量布置在通道及有门的墙面等处，即通常不布置设备、家具的地方，其他地方少设或不设加热管。4.4.6低温热水地板辐射采暖的加热管极其覆盖层与外墙、楼板结构层间应设绝热层。注：当使用条件允许楼板双向传热时，覆盖层楼板结构层间可不设绝热层。低温热水地板辐射采暖设置绝热层的要求。新增条文。绝热层的设置主要是考虑热量的有效利用和阻断冷桥。加热管及其覆盖层\n下部不设绝热层，一部分热量就会向楼板下传，房间会形成地板式加天棚式的复合式辐射采暖形式。这样房间上部温度将会提高，降低了节能效果。同时，由于上下相邻房间热量的供给与获得呈交错状态，增加了管理与计量等方面的复杂性与难度。因此,本条规定加热管及其覆盖层与楼板结构层应设绝热层。绝热层一般用密度大于或等于20KG／M2的聚苯乙烯泡沫板，厚度不宜小于25MM。当地面荷载大于5KN／M3时，应选用与承压能力相适应的绝热层材质。根据国内一些工程的经验，绝热层上的铝箔层并没有明显的防火防潮及热反射作用，但对于增加绝热层的强度、方便加热管安装还是有一定作用的。因此，本条文未对此做出具体规定。4.4.7低温热水地板辐射采暖系统敷设加热管的覆盖层厚度不宜小于50mm。覆盖层应设伸缩缝，伸缩缝的位置、距离及宽度，应会同有关专业计算确定。加热管穿过伸缩缝时，宜设长度不小于100慢慢的柔性套管。低温热水地板辐射采暖设置伸缩缝的要求。新增条文。覆盖层厚度不应过小，否则人站在上面会有颤动感。一般居住，办公建筑覆盖层厚度不宜小于50MM。伸缩缝的设置间距与宽度应计算确定，一般在面积超过30M2或长度超过6M时，伸缩缝设置间距宜小于或等于6M；伸缩缝的宽度大于或等于5MMM面积较大时，伸缩缝的设置间距可适当增大，但不宜超过10M。4.4.8低温热水地板辐射采暖系统的阻力计算确定。加热管内水的流速不宜小于0.25m/s，同一集配装置的每个环路加热管长度应尽量接近，每个环路的阻力不宜超过30kPa。低温热水地板辐射采暖系统分水器前应设阀门及过滤器，集水器后应设阀门；集水器、分水器上应设放气阀；系统配件应采用耐腐蚀材料。低温热水地板辐射采暖系统阻力计算的要求。新增条文。低温热水地板辐射采暖系统的阻力应计算确定，否则会由于管路过长或流速过快使系统阻力超过系统供水压力或单元式热水机组水泵的扬程。为了使加热管中的空气能够被水带走。加热管内热水流速不应小于O.25M／S，一般为O．25～O．5M／S。4.4.9低温热水地板辐射采暖系统的工作压力不宜大于0.8MPa；当超过上述压力时，应采取相应的措施。低温热水地板辐射采暖的工作压力。新增条文。规定本条的目的，是为了保证低温热水地板辐射采暖系统管材与配件的强度和使用寿命。本条规定系统压力不超过0．8MPA,系统压力过大时，应选择适当的管材并采取相应的措施。4.4.10低温热水地板辐射采暖，当绝热层敷设在土壤上时，绝热层下部应做防潮层。在潮湿房间（如卫生间、厨房等）敷设地方辐射采暖系统时，加热管覆盖层上应做防水层。低温热水地板辐射采暖的防潮、防水要求。新增条文。设置防潮、防水层的目的是为了不降低绝热层的隔热性能。4.4.11地板辐射采暖加热板的材质和壁厚的选择，应根据工程的耐久年限、管材的性能、管材的累计使用时间以及系统的运行水温、工作压力等条件确定。低温热水地板辐射采暖的管材要求。新增条文。强制条文。低温热水地板辐射采暖所用的加热管有聚丁烯（PB)、交联聚乙烯(FE-X)，无规共聚聚丙烯(PP—R)及交联铝塑复合管(XPAP)等塑料管材。这些管材的力学特性与钢管等金属管材有较大区别。钢管的使用寿命主要取决于腐蚀\n速度，使用温度对其影响不大。塑料管材的使用寿命主要取决于不同使用温度和压力对管材的累计破坏作用。在不同的工作压力下，热作用使管壁承受环应力的能力逐渐下降，即发生管材的“蠕变”，以至不能满足使用压力要求面破坏，壁厚计算方法可参照现行国家有关塑料管的标准执行。4.4.12热水吊顶辐射板采暖，可用于层高为3～30m建筑物的采暖。热水吊顶辐射板的使用范围。热水吊顶辐射板为金属辐射板的一种，可用于层高3～30M的建筑物的全面采暖和局部区域或局部工作地点采暖，其使用范围很广泛，几乎涵盖了包括大型船坞、船舶、飞机和汽车的维修大厅、机器、电子和陶瓷工业的生产加工中心。建材市场，购物中心，展览会场，多功能体育馆和娱乐大厅等许多场合，具有节能、舒适、卫生、运行费用低等特点。4.4.13热水吊顶辐射板的供水温度，宜采用40～140℃的热水，其水质应满足产品的要求。在非采暖季节，采暖系统应充水保养。热水吊顶辐射板适用的热媒温度范围。热水吊顶辐射板的供水温度，宜采用40～140℃的热水。与原规范条文的规定相比，热媒参数适用范围更广。既可用低温热水,也可用水温高达140℃的高温热水。但是，热水水质应符合国家现行标准《工业锅炉水质》(GB 1576)的要求。由于蒸汽腐蚀性较大，不推荐采用。4.4.14热水吊顶辐射板的工作压力，应符合国家现行有关产品标准的规定。热水吊顶辐射板的压力要求。新增条文。规定本条的目的，是为了保证热水吊顶辐射板系统的正常运行。4.4.15热水吊顶辐射板采暖方耗热量应按本规范第4.2节的有关规定进行计算，并按本规范第4.5.6条规定进行修正。当屋顶耗热量大于房间总耗热量的30%时，应采取必要的保温措施。热水吊顶辐射板采暖耗热量计算。与对流散热器采暖系统相比，在舒适的条件下达到同样的采暖效果，吊顶辐射扳采暖的室内温度要比对流采暖时低2～3℃，因此,建筑物围护结构和门窗渗透耗热量均有所降低；同时由于竖向温度梯度小，也减小了高度附加。所以辐射采暖总耗热量比对流采暖耗热量低。可按照本规范第4．2节的有关规定进行计算，并按第4．5．6条的规定进行修正。当屋顶耗热量大于房间总耗热量的30％时，应对屋顶采取保温措施，也可以用降低辐射板上部绝热层的绝热效果增加辐射板散热量的办法解决。4.4.16热水吊顶辐射板的有效散热量应根据下列因素确定：1当热水吊顶辐射板倾斜安装时，辐射板按照角度修正系数，应按表4.4.16进行确定；表4.4.16辐射板按照角度修正系数辐射板与水平面的夹角（℃）010203040修正系统11.0221.0431.0661.0882辐射板的管中流体应为紊流。当达不到最小流量且辐射板不能串联连接时，辐射板的散热量应乘以1.18的安全系数。热水吊顶辐射板的有效散热量。新增条文。热水吊顶辐射板倾斜安装时。辐射板的有效散热量会随着安装角度的不同而变化。设计时，应根据不同的安装角度，按规范表 4．4．16 对总散热量进行修正。由于热水吊顶辐射板的散热量是在管道内流体处于紊流\n状态下进行测试的，为保证辐射板达到设计散热量，管内流量不得低于保证紊流状态的最小流量。如果流量达不到所要求的最小流量，而且不能采用多块板组成的串联连接方式时，应乘以1.18的安全系数。4.4.17热水吊顶辐射板的安装高度，应根据人体的舒适度确定。辐射板的最高平均水温应根据辐射板安装高度和其面积占顶棚面积的比例按表4.4.17确定。表4.4.17热水吊顶辐射板最高平均水温（℃）最低安装高度（m）热水吊顶辐射板占顶棚面积的百分比10%15%20%25%30%35%37371686458564115105917867705〉147123100837164613210487756971371089180748〉14111296868091171019287101221079894注：表中安装高度系指地面到板中心的垂直距离（m）热水吊顶辐射板的安装高度。 热水吊顶辐射板属于平面辐射体，辐射的范围局限于它所面对的半个空间，辐射的热量正比于开尔文温度的4次方，因此辐射体的表面温度对局部的热量分配起决定作用，影响到房间内各部分的热量分布。面采用高温辐射会引起室内温度的不均匀分布，使人体产生不舒适感。当然辐射板的安装位置和高度也同样影响着室内温度的分布。因此，在采暖设计中，应对辐射板的最低安装高度以及在不同安装高度下辐射板内热媒的最高平均温度加以限制。条文中给出了采用热水吊顶辐射板采暖时，人体感到舒适的允许最高平均水温。这个温度值是依据辐射板表面温度计算出来的。对于在通道或附属建筑物内，人们但短暂停留的区域，可采用较高的允许最高平均水温。4.4.18热水吊顶辐射板采暖系统的管道布置，宜采用同程式。热水吊顶辐射板的聚暖制式。本条是关于热水吊顶辐射板采暖制式的规定。即：热水吊顶辐射板采暖系统的管道布置宜采用同程式。众所周知，由于在异程式采暖系统中，热煤通过各环路的长度不同，阻力损失不同，因而就会引起各环路之间的水力失调现象，产生辐射板不热或者散热不均匀的问题。各维辐射板表面平均温度不均匀-就会引起室内温度分布不均匀。尤其对于坐用半径较长的异程式系统，情况更为严重。因此，热水吊顶辐射板采暖系统的管道布置应尽量采取同程式布置。4.4.19热水吊顶辐射板与采暖系统供水管、回水管的连接方式，可采用并联或串联、同侧或异侧连接，并应采取使辐射板表面温度均匀、流体阻力平衡的措施。热水吊顶辐射板连接方式。新增条文。\n热水吊顶辐射扳可以并联和串联，同侧和异侧等多种连接方式接入采暖系统．可根据建筑物的具体情况确定，设计出最优的管道布置方式，以保证系统备环路阻力平衡和辐射板表面温度均匀。对于较长、高大空间的最佳管线布置。可采用沿长度方向平行的内部板和外部板串联连接，热水两侧进出的连接方式，同时采用流量调节阀来平衡每块板的热水流量，使辐射选到最优分布。这种连接方式所需费用低，辐射照度分布均匀，但设计时应注意能满足各个方向的热膨胀。在屋架或横梁隔断的情况下，也可采用沿外墙长度方向平行的两个或多个辐射板串联成一排,各辐射板排之间并联连接，热水异侧进出的方式。4.4.20布置全面采暖的热水吊顶辐射板装置时，应使室内作业区辐射照度均匀，并符合以下要求：1安装吊顶辐射板时，宜沿最长的外墙平行布置；2设置在墙边的辐射板规格应大于在室内设置的辐射板规格；3层高小于4m的建筑物，宜选择较窄的辐射板；4房间应预留辐射板沿长度方向热膨胀余地。注:辐射板装置不应布置在对热敏感的设备附近。热水吊顶辐射板的布置。热水吊顶辐射板的布置对于优化采暖系统设计，保证室内作业区辐射照度的均匀分布是很关键的。通常吊顶辐射板的布置应与最长的外墙平行设置，如果必要，也可垂直于外墙设置。沿墙设置的辐射板排规格应大于室中部设置的辐射板规格，这是由于采暖系统热负荷主要是由围护结构传热耗热量以及通过外门，外窗侵入或渗入的冷空气耗热量来决定的。因此为保证室内作业区辐射照度分布均匀，应考虑室内空间不同区域的不同热需求，如：设置大规格的辐射板在外墙处来补偿外墙处的热损失。房间建筑结构尺寸同样也影响着吊顶辐射板的布置方式。房间高度较低时，宜采用较窄的辐射板，以避免过大的辐射照度；沿外墙布置辐射板且板排较长时。应注意预留长度方向热膨胀的余地。4.4.21局部区域采用热水吊顶辐射板采暖时，其耗热量可按本规范等4.4.4条的规定计算。热水吊顶辐射板局部区域采暖的耗热量计算。4.5燃气红外线辐射采暖4.5.1燃气红外线辐射采暖，可用于建筑物室内采暖或室外工作地点的采暖。燃气红外线辐射采暖的适用范围。燃气红外线辐射采暖系统可用于建筑物室内全面采暖、局部采暖和室外工作地点的采暖。 燃气红外线辐射采暖的适用范围。燃气红外线辐射采暖系统可用于建筑物室内全面采暖、局部采暖和室外工作地点的采暖。目前，在许多发达国家已有多种新型的燃气采暖设备，具有高技节能、舒适卫生、运行费用低等特点-该采暖方式尤其适用于有高大空间的建筑物采暖，随着我国石油工业的发展。油气田的开发和利用，这种采暖方式的应用在不断增加，实践证明，在燃气供应许可时，采用红外线辐射采暖系统，从技术上和经济上都具有一定的优越性。4.5.2采用煤气红外线辐射采暖时，必须采取相应的防火防爆和通风换气等安全措施。采用燃气红外线辐射采暖的安装措施。强制条文。燃气红外线辐射采暖通常有炽热的表面，因此，设置煤气红外线辐射采暖时，必须采取相应的防火防爆措施。燃烧器工作时，需对其供应一定比例的空气量并放散二氧化碳和水蒸气等燃烧产物，当燃烧不完全时，还会生成一氧化碳。为保证燃烧所需的足够空气或将燃烧产物直接排至室内时的二氧化碳和一氧化碳稀释到允许浓度以下，避免水蒸气在围护结构内表面上凝结，必须具有一定的通风换气量。\n采用燃气红外线辐射采暖应符合国家现行有关安全、防火规范的要求，以保证安全。4.5.3燃气红外线辐射采暖的燃料，可采用天然气、人工煤气、液化石油气等。燃气质量、燃气输配系统应符合国家现行标准《城镇燃气设计规范》（GB50028）的要求。燃气红外线辐射采暖系统的燃料要求。目前，我国气源已不限于人工煤气，尚有天然气、液化石油气等可供使用，本规范统称为“燃气”。规定本条的目的是为了防止因燃气成分改变、杂质超标和供气压力不足等引起采暖效果的降低。4.5.4燃气红外线外线辐射器的安装高度；应根据人体的舒适度确定，但不应低于3m。燃气红外线辐射器的安装要求。强制条文。燃气红外线辐射器的表面温度较高，如不对其安装高度加以限制，人体所感受到的辐射照度将会超过人体舒适的要求。舒适度与很多因素有关，如采暖方式，环境温度及风速、空气含尘浓度及相对湿度、作业种类和辐射器的布置及安装方式等。当用于全面采暖时，既要保持一定的室温，又要求辐射照度均匀，保证人体的舒适度。为此．辐射器应安装得高一些；当用于局部区域采暖时，由于空气的对流，采暖区域的空气温度比全面采暖时要低，所要求的辐射照度比全面采暖大，为此辐射器应安装得低一些。由于影响舒适度的因素很多，安装高度仅是其中一个方面；因此，本条只对安装高度做了不应低于3M的限制。4.5.5燃气红外线辐射器用于局部工作地点采暖时，其数量不应少于两个，且应安装在人体的侧上方。局部采暖时燃气红外线辐射器的安装要求。为了防止由于单侧辐射而引起人体部分受热、部分受凉的现象，造成不舒适感而规定的。4.5.6煤气红外线辐射器全面采暖的耗热量应按本规范第4.2节的有关规定进行计算，可不计高度附加，并应对总耗量乘以0.8～0.9的修正系数。辐射器安装高度过高时，应对总耗热量进行必要的高度修正。全面辐射采暖耗热量的计算。采用燃气红外线辐射采暖，室内温度梯度小，且实感温度比对流采暖室内空气温度高2～3℃，因此，可不计算因温度梯度引起的耗热量附加值。燃气红外线辐射采暖所采用的修正系数，仍沿用原规范规定的0．8～O．9，这是根据实测结果并参考国内外有关资料确定的。燃气红外线辐射器安装高度过高耐，会使辐射照度减小。因此，应根据辐射器的安装高度，对总耗热量进行必要的高度修正。4.5.7局部区域煤气红外线辐射采暖耗热量可按本规范第4.4.4条中的有关规定进行计算。局部区域辐射采暖耗热量的计算。4.5.8布置全面辐射采暖系统时，沿四周外墙、外门处的辐射器散热量，不宜少于总热负荷的60%。全面辐射采暖辐射装置的布置。\n采用辐射采暖进行全面采暖时，不但要使人体感受到较理想的舒适度，而且要使整个房间的温度比较均匀。通常建筑四周外墙和外门的耗热量，一般不少于总耗热量的60％，适当增加该处的辐射器的数量，对保持室温均匀有较好的效果。4.5.9由室内供应空气的厂房或房间，应能保证燃烧器所需要的空气量。当燃烧器所需要的空气量超过该房间每小时0.5次的换气次数时，应由室外供应空气。燃气红外线辐射采暖系统供应空气的安全要求。新增条文。强制条文。    燃气红外线辐射采暖系统的燃烧器工作时，需对其供应一定比例的空气量。当燃烧器每小时所需的空气量超过该房间每小时0．5次换气时，应由室外供应空气，以避免房间内缺氧和燃烧器供应空气量不足而产生故障。4.5.10燃气红外线辐射采暖系统采用室外供应空气时，进风口应符合下列要求：1设在室外空气洁净区，距地面高度不低于2m；2距排风口水平距离大于6m；当处于排风口下方时，垂直距离不小于3m；当处于排风口上方时，垂直距离不小于6m；3安装过滤网。燃气红外线辐射采暖室外进风口的要求。新增条文。燃气红外线辐射采暖当采用室外供应空气时。可根据其体情况采取自然进风或机械进风。4.5.11无特殊要求时，燃气红外线辐射采暖系统的尾气应排至室外。排风口应符合下列要求：1设在人员不经常通行的地方，距地面高度不低于2m；2水平安装的排气管，其排风口伸出墙面不少于0.5m；3垂直安装的排气管，其排风口高出半径为6m以内的建筑物最高点不少于1m；4排气管穿越外墙或屋面处加装金属套管。燃气红外线辐射采暖尾气排放要求及排风口的要求。新增条文。燃气燃烧后的尾气为二氧化碳和水蒸气。在农作物、蔬菜、花卉温室等特殊场合，采用燃气红外线辐射采暖时，允许其尾气排至室内。4.5.12燃气红外线辐射采暖系统，应在便于操作的位置设置能直接切断采暖系统及燃气供应系统的控制开关。利用通风机供应空气时，通风机与采暖系统应设置联锁开关。燃气红外线辐射采暖控制要求。新增条文。    当工作区发出火灾报警信号时，应自动关闭采暖系统，同时还应连锁关闭燃气系统入口处的总阀门，以保证安全。当采用机械进风时，为了保证燃烧器所需的空气量，通风机应与采暖系统联锁工作并确保通风机不工作时．采暖系统不能开启。4.6热风采暖及热空气幕4.6.1符合下列条件之一时，应采用热风采暖：1能与机械送风系统合并时；2利用循环空气采暖，技术经济合理时；3由于防火、防爆和卫生要求，必须采用全新风的热风采暖时。注:循环空气的采用，应符合国家现行《工业企业设计卫生标准》和本规范第5.3.6条.热风采暖的适应范围。\n1 对于设置机械送风系统的建筑物，采用与进风相结合的热风采暖，一般在技术经济上是比较合理的。通过对某些工程的调查，其设计原则也是凡有机械送风的，其设备能力都考虑了补偿围护结构的部分或全部耗热量，因此，条文中予以推荐。至于公共建筑和一班制的工业建筑。由于在间断使用或非工作时间内须考虑值班采暖问题，以热风采暖补偿圈护结构的全部耗热量而不设置散热器采暖是否可行与是否经济合理，则应根据具体情况墙定，不能一概而论。2 对于室内空气允许循环使用的公共建筑和工业建筑，是否采用热风采暖，需要通过技术经济比较确定。3 有些建筑物和房间，由于防火防爆和卫生等方面的要求，不允许利用循环空气采暖，也不允许设器散热器采暖。如：生产过程中放散二硫化碳气体的工业建筑，当二硫化碳气体同散热器和热管道表面接触时有引起自燃的危险。在这种情况下，必须采用全新风的热风采暖系统。4.6.2热风采暖的热媒宜采用0.1-0.3MPa的高压蒸汽或不低于90℃的热水。当采用燃气、燃油加热或电加热时，应符合国家现行标准《城镇燃气设计规范》（GB50028）和《建筑设计防火规范》（GB50016）的要求。热风采暖的热煤要求。新增条文。热风采暖系统的优劣，与热媒温度有很大关系。为了保证其运行效果，条文中对热媒的压力和温度做了必要的限制。采用燃气、燃油加热或电加热做热风采暖的热源，国内外已有成熟的技术和设备。但是，在选用时应符合国家现行有关规范的要求。4.6.3位于严寒地区和寒冷地区的工业建筑，采用热风采暖且距外窗2m或2m以内有固定工作地点时，宜在窗下设置散热，条件许可时，兼做值班采暖。当不设散热器值班采暖时，热风采暖不宜少于两个系统（量套装置）。一个系统（装置）的最小供热量，应保持非工作时间工艺所需的最低室内温度，但不得低于5℃.热风采暖时在窗下设置散热器的规定及热风采暖系统数量的规定。调查表明，在我国北方地区设置热风采暖的工业建筑，在外窗下普遍有设置散热器的情况和要求，这是因为外窗的热阻较小，内表面温度较低．加之冷风渗透和在对流采暖作用下窗户附近下降冷气流的影响。人体的辐射散热量增大会产生不舒适感。南方地区由于室内外温差较小，矛盾不突出。因此本条规定；“位于严寒地区或寒冷地区的工业建筑。当采用热风采暖且距外窗2M或2M以内有固定工作地点时，宜在窗下设置散热器”。在可能的情况下，将散热器采暖系统作为值班采暖使用。既可减少热风系统的耗电量，卫使系统运行简单化。本条规定在不设置值班采暖的条件下，热风采暖不宜少于两个系统(两套装置)，以保证当其中一个系统因敌停止运行或检修时，室内温度仍能满足工艺的最低要求且不致低于5℃，这是从安全角度考虑的。如果整个房间其设一个热风采暖系统，一旦发生故障，采暖效果就会急剧恶化，不但无法达到正常的室温要求，还会使室内供排水管道和其他用水设备有冻结的可能。4.6.4采用暖风机加热器时，其散热量应乘以1.2～1.3的安全系数。选择暖风机或空气加热器时散热量的安全系数。暖风机和空气加热器产品样本上给出的散热量都是在特定条件下通过对出厂产品进行抽样热工试验得出的数据。在实际使用过程中，受到一些因素的影响，其散热量会低于产品样本标定的数值。影响散热量的因素主要有以下几点：1 加热器表面积尘未能定期清扫；2 加热盘管内壁结垢和锈蚀；3 绕片和盘管间咬合不紧或因腐蚀而加大了热阻；4 热媒参数未能达到测试条件下的要求。\n为了保证热风采暖效果，在选择暖风机和空气加热器时应采用一定的安全系数。4.6.5采用小型暖风机热风采暖时、应符合下列规定：1应根据厂房内部的几何形状，工艺设备布置情况及空气流作用范围等因素，设计暖风机台数及位置；2室内空气循环次数，宜大于或等于每小时1.5次；3热媒为蒸汽时，每台暖风机应单独设置阀门和疏水装置。采用暖风机的有关规定。设计暖风机台数及位置时，应考虑厂房内部的几何形状。工艺设备布置情况及气流作用范围等因素，做到气流组织合理，室内温度均匀。本条第2款规定室内换气次数不宜小于每小时1．5次，目的是为了使热射流同周围空气混合的均匀程度达到最起码的要求，保证采暖效果。增加第3款，主要考虑到，目前蒸汽系统压力普遍不足，使疏水装置背压偏小，影响排水，造成暖风机效果较差。每台暖风机单独装设闭门和疏水装置，既可改善运行状况，也使于维修。不致影响整个系统的供热。4.6.6采用集中热风采暖时，应符合下列规定：1工作区的风速应按本规范第3.1.2条的规定确定，但最小平均风速不宜小于0.15m/s；送风口的出口风速，应通过计算确定，一般情况下可采用5～15m/s；2送风口的高度不宜低于3.5m，回风口下缘至地面的距离宜采用0.4～0.5m；3送风温度不宜低于35°C并不得高于70°C。采用集中热风采暖的有关规定。据调查，有的工业建筑由于集中送风的出风口装得太低或出口射流向下倾斜角太大，使得部分作业区处于射藏区，温度不均匀，工人有直接吹风感，不愿使用。另外，射流的扩散逸处于下都地区时，射程也比较短，应使生产区或作业区处于回流区。规定最小平均风速，目的是为了防止出现空气停滞的“死区”。进风口出口风速的范围，是参照国内外有关资料确定的。送风口的安装高度．同房间高度，要求回流区的分布位置等因素有关，一般为3．5～7．OM。回风口的底边至地面保持～定的距离，一是为了形成合理的气流组织，使送风_设附近的下部地区的气流不致停滞，以免造成不均匀的温度场，因此，不宜过高；二是为了防止吸入尘土，回风口高地面又不宜过低。对于出口温度的确定，除考虑减少风量、节省设备投资外，还要考虑热射流在全部射程内向上弯曲的影响，由于射流向上弯曲，必然会使沿房间高度方向的温度梯度增加，从而增加房间的无益耗热量．根据近年来工程实际的信息反馈，对最低送风温度进行修改，从原来规定的最低温度30℃调整到35℃，最高温度不得超过70℃。4.6.7符合下列条件之一时，宜设置热空气幕：1位于严寒地区、寒冷地区的公共建筑和工业建筑，对经常开启的外门，且不设门斗和前室时；2公共建筑和工业建筑，当生产或使用要求不允许降低室内温度时或经技术经济比较设置热空气幕合理时。设置热空气幕的条件。把“热风幕”一词改为“热空气幕”。\n4.6.8热空气幕的送风方式：公共建筑宜采用由上向下送风。工业建筑，当外门宽度小于3m时，宜采用单侧送风；当大门宽度为3-18m时，应经过技术经济比较，采用单侧、双侧送风或由上向下送风；当大门宽度超过18m时，应采用由上向下送风。注：侧面送风时，严禁外门向内开启。热空气幕进风方式的要求。对于公共建筑推荐由上向下送风，是由干公共建筑的外门开启频繁，而且往往向内外两个方向开启，不便采用侧面送风，如采用由下向上进风，卫生条件卫难以保证。允许设置单侧送风的大门宽度界限定为3M，是根据实际调查情况得出的结论。在实际应用中采用单侧送风的很少，而且效果不好保证，离风口远的地方往往有强烈的冷风侵入室内，有些单侧送风已改为双侧送风。当大门宽度超过18M时，双侧送风也难以达到预期效果，推荐由上向下送风。4.6.9热空气幕的送风温度，应根据计算确定。对于公共建筑和工业建筑的外门，不宜高于50°C；对于高大的外门，不应高于70°C。热空气幕送风温度的要求。热空气幕送风温度，主要是根据实践经验并参考国内外有关资料制定的。条文中所谓的“工业建筑的外门”系指非高大的外门，而“高大的外门”系指可通行汽车和机车等的大门。4.6.10热空气幕的出口风速，应通过计算确定。对于公共建筑的外门，不宜大于6m/s；对于工业建筑的外门，不宜大于8m/s，对于高大的外门，不宜大于25m/s。热空气幕出口风速的要求。 热空气幕出口风速的要求，主要是根据人体的感受、噪声对环境的影响、阻隔冷空气技果的实践经验井参考国内外有关资料制定的。4.7电采暖4.7.1符合下列条件之一，经技术经济比较合理时，可采用电采暖：1环保有特殊要求的区域；2远离集中热源的独立建筑；3采用热泵的场所；4能利用低谷电蓄热的场所；5有丰富的水电资源可供利用时。采用电采暖的原则。新增条文。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。使用高品位的电能直接转换为低品位的热能进行采暖，．在能源的合理利用上存在问题，一般情况下是不适宜的。考虑到当前电力供应的情况和一些地区环境保护的特殊要求，本条对电采暖的应用做了一些规定。总原则是：采暖热源的选择，应符合国家的长远能源政策。4.7.2采用电采暖时，应满足房间用途、特点、经济和安全防火等要求。电采暖的适用条件及安全要求。新增条文。第4．7．4条为强制条文。近年来电采暖在我国东北、北京等地区有了较快的推广应用，并且得到了一些地方电力、环保等部门的推荐。由于某些电采暖技术从国外引进的时间较短，对国外技术的消化和国内技术的开发、经验的总结不多。本规范但就采用电采暖时的安全性、可靠性等做了原则规定。\n采用电采暖时，应根据房间用途、特点和安全防火等要求，分别选用低温加热电缆采暖、踢脚板散热器及低温辐射电热膜采暖等方式。低温加热电缆采暖系统是由可加热电缆和感应器、恒温器等构成，通常采用地板式，将电缆埋设于混凝土中，有直接供热及存储供热等系统形式；踢脚板散热器由不锈钢管子元件构成，外包金属散热叶片，其表面温度较低，并设有自动恒温控制，可直接安装在地板上，外形美观且便于清洁，易与建筑结合布置；低温辐射电热膜采暖方式是以电热膜为发热体。大部分热量以辐射方式做入采暖区域，它是一种通电后能发热的半透明聚酯薄膜。由可导电的特制油墨、金属载流条经印刷、热压在两层绝缘聚酯薄膜之间制成的，电热膜通常布置在顶栅上，同时配以独立的温控装置。    电采暖系统均可根据需要调节室温达到节能的目的，而低温加热电缆和低温辐射电热膜采暖方式，由于隐形安装，即取消了暖气片及其支臂，相应增加了使用面积；此外还有节水，节省锅炉房、储煤、堆灰等一系列占地问题，减少了环境污染；使用寿命长，计量方便、准确，管理简便等优点。但是电采暖的使用受到电力资源、经济性等条件的限制。4.7.2低温加热电缆辐射采暖，宜采用地板式；低温电热膜辐射采暖，宜采用顶棚式。辐射体表面平均温度，应符合本规范第4.4.2条的有关规定。4.7.3低温加热电缆辐射采暖和低温电热膜辐射采暖的加热元件极其表面工作温度，应符合国家现行有关产品标准规定的安全要求。根据不同使用条件，电采暖系统应设置不同类型的温控装置。绝热层、龙骨等配件的选用及系统的使用环境，应满足建筑防火要求。4.8采暖管道4.8.1采暖管道的材质，应根据采暖热媒的性质、管道敷设方式选用，并应符合国家现行有关产品标准的规定。采暖管道选择的要求。新增条文。本条是根据近年来采暖方式多样化和各种非金属管材的有关标准而制定。4.8.2散热器采暖系统的供水、回水、供汽和凝结水管道，应在热力入口处与下列系统分开设置：1通风、空气调节系统；2热风采暖和热空气风幕系统3热水供应系统；4生产供热系统；关于散热器采暖系统和其他系统分设供、回水管道的规定。本条是根据常用的设计方法井参照国内外有关资料制定的。因为热风采暖、送风加热、热水供应和生产供热系统等，同散热器采暖系统比较，无论从使用条件、使用时间和系统压力平衡上。大都不是完全一致的，因此，提出对各系统管道宜在热力入口处分开设置。4.8.3热水采暖系统，应在热力入口处的供水、回水总管上设置温度计、压力表及除污器。必要时，应装设流量表。热水采暖系统的热力入口装置。\n强调了在热力人口处“应”设置除污器，并补充“应装设热量表”的规定。    热水采暖系统应在热力入口处的供回水总管上设置温度计、压力表，其目的主要是为调节温度、压力提供方便条件。如果热网供应的范围不大或者建筑物很小，也可不设，只在入口处的供回水总管上预留安装接口即可。为适应热水热量计费的要求，促进采暖系统的节能和科学管理。条文中还规定，必要时，应装设热量表。除污器是保证管道配件及热量表等不堵塞、不磨损的主要措施，因此应当装设。4.8.4蒸汽采暖系统，当供汽压力高于室内采暖系统的工作压力时，应在采暖系统入口的供汽管上应装设减压装置。必要时，应安装计量装置。注：减压阀进出口的压差范围，应符合制造厂的规定。蒸汽采暖系统的热力人口装置。补充规定“必要时，应安装计量装置”。减压阀和计量装置前应设除污器。4.8.5高压蒸汽采暖系统最不利环路的供汽管，其压力损失不应大于起始压力的25％。高压蒸汽采暖系统的压力损失。规定本条的目的。主要是为了有利于系统备并联环路在设计流量下的压力平衡。过去，国内有的单位对蒸汽系统的计算不够仔细，供热干管单位摩阻选择偏大，加之供汽制度不正常，供汽压力不稳定，严重影响采暖效果，常出现末端不热的现象。为此本条参考国内外有关资料规定，高压蒸汽采暖系统最不利环路的供汽管，其压力损失不应大于起始压力的25％。4.8.6热水采暖系统的各并联环路之间（不包括共同段）的计算压力损失相对差额，不应大于15％。热水采暖系统各并联环路的压力平衡。本条关于热水采暖系统各并联环路之间的计算压力损失允许差额不大于15％的规定，是基于保证采暖系统的运行效果，参考国内外资料规定。4.8.7采暖系统供水、供汽干管的末端和回水干管的始端的管径，不宜小于20mm；低压蒸汽的供汽干管可适当放大。关于采暖系统末端管径的规定。在考虑到热媒为低压蒸汽时，蒸汽干管末端管径20MM偏小。参考有关资料补充规定低压蒸汽的供汽干管可适当放大。4.8.8采暖管道中的热媒流速，应根据热水或蒸汽的资用压力、系统形式、防噪声要求等因素确定，最大允许流速应符合下列规定：1热水采暖系统：　　　　　　民用建筑1.5m/s　　　　　　辅助建筑物2m/s　　　　　　工业建筑3m/s2低建筑蒸汽采暖系统：　　　　　　汽水同向流动时30m/s　　　　　　汽水逆向流动时20m/s3高压蒸汽采暖系统：　　　　　　汽水同向流动时80m/s　　　　　　汽水逆向流动时60m/s采暖管遵中的热媒流速。\n关于采暖管道中的热媒最大允许流速，目前国内尚无专门的试验资料和统一规定，但设计中又很需要这方面的数据，因此，参考前苏联建筑法规的有关篇章并结合我国管材供应等的实际情况，略加调整做出了条文中的有关规定。据分析，我们认为这一规定是可行的。这是因为：第一，最大允许流速与推荐流速不同，它只在极少数公用管段中为消除剩余压力或为了计算平衡压力损失时使用，如果把最大允许流速规定得过小，则不易达到平衡要求，不但管径较大，还需增加调压板等装置。第二，前苏联在关于机械循环采暖系统中噪声的形成和水的极限流速的专门研究中得出的结论表明，适当提高热水采暖系统的热媒流速不致产生明显的噪声。其他国家的研究结果也证实了这一点。4.8.9机械循环双管热水采暖系统和分层布置的水平单管热水采暖系统，应对水在散热器和管道中冷却而产生的自然作用压力的影响采取相应的技术措施。关于机械循环热水采暖系统考虑自然作用压力的规定。规定本条的目的，是为了防止或减步热水在散热器和管道中冷却产生的自然压力而引起的系统竖向水力失调。4.8.10采暖系统的计算压力损失的附加值宜采用10％。采暖系统计算压力损失的附加值。规定本条是基于计算误差．施工误差和管道结垢等因素考虑的安全系数。4.8.11蒸汽采暖系统的凝结水回收方式，应根据二次蒸汽利用的可能性以及室外地形、管道敷设方式等情况，分别采用以下回水方式：1闭式满管回水；2开式水箱自流或机械回水；3余压回水。注：凝结水回收方式，尚应符合国家执行《锅炉设计规范》的要求。蒸汽采暖系统的凝结水回收方式。蒸汽采暖系统的凝结水回收方式，目前设计上经常采用的有三种，即：利用二次蒸汽的闭式满管回水；开式水箱自流或机械回水；地沟或架空敷设的余压回水。这几种回水方式在理论上都是可以应用的，但具体使用有一定的条件和范围。从调查来看，在高压蒸汽系统供汽压力比较正常的情况下，有条件就地利用二次蒸汽时，以闭式满管回水为好，低压蒸汽或供汽压力波动较大的高压蒸汽系统，一般采用开式水箱自流回水。当自流回水有困难时，则采甩机械回水；余压回水设备简单，凝结水热量可集中利用，因此，在一般作用半径不大、凝结水量不多、用户分散的中小型厂区，应用的比较广泛。但是，应当特别注意两个问题：一是高压蒸汽的凝结水在管道的输送过程中不断汽化。加上疏水器的漏汽．余压凝结水管中是汽水两相流动，极易产生水击，严重的水击能破坏管件及设备；二是余压凝结水系统中有来自供汽压力相差较大的凝结水合流，在设计与管理不当时会相互干扰，以致使凝结水回流不畅，不能正常工作。4.8.12高压蒸汽采暖系统，疏水器前的凝结水管不应向上抬升；疏水器后的凝结水管向上抬升的高度应经计算确定。当疏水器本身无止回阀时，应在疏水器后的凝结水管上设置止回阀。对疏水器出人口凝结水管的要求。在疏水器人口前的凝结水管中。由于汽水混流，如果向上抬升，容易造成水击或因积水不易排除而导致采暖设备不热，因此，疏水器入口前的凝结水管不应向上抬升；疏水器出口端的凝结水向上抬升的高度应根据剩余压力的大小经计算确定，但实践经验证明不宜大于5M。4.8.13疏水器至回水箱或二次蒸发箱之间的高压蒸汽凝结水管，应按汽水乳状体进行计算。凝结水管的计算原则。\n在蒸汽凝结水管内，由于通过疏水器后有二次蒸汽及疏水器本身漏汽存在。因此，自疏水器至回水箱之间的凝结水管段，应按汽水乳状体进行计算。4.8.14采暖系统各并联环路，应设置关闭和调节装置。当有冻结危险时，立管或支管上的阀门至干管的距离，不应大于120mm。采暖系统的关闭和调节装置。采暖系统各并联环路设置关闭和调节装置的目的，是为系统的调节和检修创造必要的条件。当有调节要求时，应设置调节阀，必要时尚应同时装设关闭用的阀门；无调节要求时，只需装设关闭用的阀门。4.8.15多层和高层建筑的热水采暖系统中，每根立管和分支管道的始末段应设置调节、检修和泄水用的阀门。采暖系统的调节和检修装置。新增条文。规定本条的目的．是为了便于调节和检修工作。4.8.16热水和蒸汽采暖系统，应根据不同情况，设置排气、泄水、排污和疏水装置。采暖系统的排气、泄水、排污和疏水装置。保证系统的正常运行并为维护管理刨造必要的条件。热水和蒸汽采暖系统，根据不同情况设置必要的排气、泄水、排污和疏水装置，是为了保证系统的正常运行并为维护管理创造必要的条件。不论是热水采暖还是蒸汽采暖都必须妥善解决系统内空气的排除问题。通常的作法是；对于热水采暖系统，在有可能积存空气的高点(高于前后管段)排气，机械循环热水干管尽量抬头走．使空气与水同向流动；下行上给式系统，在最上层散热器上装排气阀或做排气管；水平单管串联系统在每组散热器上装排气阀，如为上进上出式系统，在最后的散热器上装排气阀。对于蒸汽采暖系统，采用于式回水时，由凝结水管的束端(疏水器人口之前)集中排气；采用湿式回水时，如各立臂装有排气管时，集中在排气管的末端排气，如无排气管时，则在散热器和蒸汽干管的末端设排气装置。4.8.17采暖管道必须计算其热膨胀。当利用管段的自然补偿不能满足要求时，应设置补偿器。采暖管道设置补偿器的要求。强制条文。采暖系统的管道由于热媒温度变化而引起膨胀，不但要考虑干管的热膨涨，也要考虑立管的热膨胀。这个问题很重要，必须重视。在可能情况下。利用管道的自然弯曲补偿是间单易行的，如果这样做不能满足要求时，则应根据不同情况设置补偿器。4.8.18采暖管道的敷设，应有一定的坡度。对于热水管、汽水同向流动的蒸汽管和凝结水管，坡度宜采用0.003；不得小于0.002；立管与散热器连接的支管，坡度不得小于0.01；对于汽水逆向流动的蒸汽管，坡度不得小于0.005。当受条件限件时，热水管道（包括水平单管串联系统的散热器连接管）可无坡度敷设，但管中的水流速度不得小于0.25m/s。采暖管道的坡度。补充规定立管与散热器相连接的支管的坡度不得小于O.01。本条是考虑便于排除空气和蒸汽、凝缩水分流,参考国外有关资料并结合具体情况制定的。当水流速度达到0．25M／S时，方能把管中的空气里携走，使之不能浮升；因此，采用无坡度敷设时，管内流速不得小于0.25M／S。4.8.19穿过建筑物基础和变形缝的采暖管道，以及埋设在建筑结构里的立管，应采取预防由于建筑物下沉而损坏管道的措施。\n关于采暖管道穿过建筑物基础和变形缝的规定。将原规范中“镶嵌”～词改为“埋设”，以明确意义。在布置采暖系统时，若必须穿过建筑物变形缝，应采取预防由于建筑物下沉而损坏管道的措施。如：在管道穿过基础或墙体处埋设大口径套管内填以弹性材料等。4.8.20当采暖管道必须穿过防火墙时，在管道穿过处应采取防火封堵措施，并在管道穿过处应采取固定措施使管道可向墙的两侧伸缩。采暖管道穿过防火墙的要求。将原条文中“密封措施”改为“防火封堵措施”。根据《建筑设计防火规范》(GB 50016)的要求做了原则性规定。具体要求可参照有关规范的规定。规定本条的目的，是为了保持防火墙墙体的完整性，以防发生火灾时，烟气或火焰等通过管道穿墙处波及其他房间。4.8.21采暖管道不得同输送蒸汽燃点低于或等于120°C的可燃液体或可燃、腐蚀性气体的管道在同一条管沟内平行或交叉敷设。采暖管道与其他管道同沟敷设的要求。规定本条的目的，是为了防止表面温度较高的采暖管道，触发其他管道中燃点低的可燃液体、可燃气体引起燃烧和爆炸或其他管道中的腐蚀性气体腐蚀采暖管道。4.8.22符合下列情况这一时，采暖管道应保温：1管道内输送的热媒必须保持一定参数；2管道敷设在地沟、技术夹层、闷顶及管道井内或易被冻结的地方；3管道通过的房间或地点要求保温；4管道的无益热损失较大。注：不通行地沟内仅供冬季采暖使用的凝结水管，如余热不加以利用，且无冻结危险时，可不保温。采暖管道与其他管道同沟敷设的要求。    本条是基于使热媒保持一定参数、节能和防冻等因素制定的。根据国家新的节能政策，对每米管道保温后的允许热耗，保温材料的导热幕数及保温厚度，以及保护壳作法等都必须在原有基础上加以改善和提高，设计中要给予重视。4.9热水集中采暖分户热计量4.9.1新建住宅热水集中采暖系统，应设置分户热计量和室温控制装置。对建筑内的公共用房和公共空间，应单独设置采暖系统，宜设置热计量装置。新建住宅热水集中采暖系统分户热计量的要求。新增条文。强制条文。为贯彻执行《中华人民共和国节约能源法》和建设部第76号令，自2000年LO月1日起施行《民用建筑节能管理规定》，在新建住宅建筑中，推行热水集中采暖的分户热计量。本节是为了贯彻上述规定而制订的设计原则。根据《民用建筑节能管理规定》的第五条。新建居住建筑的集中采暖系统应当使用双管系统，推行温度调节和户用热计量装置，实行供热计量收费的精神，本条强调了新建住宅建筑采用热水集中采暖系统时，应设置分户热计量和室温控制装置。对于住宅建筑的底商、门厅、地下室和楼梯间等公共用房和公用空间，其采暖系统应单独设置。对于系统的热计量装置视情况设置。4.9.2分户热计量采暖耗热量计算，应按本规范第4.2节的有关规定进行计算。户间楼板和隔墙的传热阻，宜通过综合技术经济比较确定。分户热计量采暖系统热负荷的计算。新增条文。\n分户热计量采暖耗热量计算的基本规则和方法，应符合本规范第4．2节的有关规定。在实施分户热计量和室温控制后，将会出现部分房间采暖的间歇使用或较大幅度调节室温等情况，选就必须考虑户闻传热负荷的问题，而解决这个问题有许多不同见解。1 是否对户间隔墙和楼板进行保温，以及保温的最小经济传热阻取值多少，内围护结构保温的经济性如何。需要经过技术经济分析和工程实践加以验证。2 与热源状况综合考虑的耗热量附加系散的方法。同一热源条件下，对于所有房间采暖热负荷的影响，比例大致相同。可采用同一修正系数；但户间的建筑热工条件不同，不同房间的户间传热负荷，与外围护结构负荷不会形成同一比例，存在着较大差异，不能采用同一修正系数，而应具体计算。3 与邻户因室温差异而形成的热传递，还可采用提高室内计算温度的方法进行计算。但是，户间传热负荷的温差取值多少，室内计算温度提高多少度为宜等问题，在缺乏足够的设计实践经验之前，进行较为细致的计算是必要的。需要经过较多工程的设计计算及工程实政的验证，才有可能提出相对可靠的简化计算方法。4 不同地区的热价情况、不同的物业管理模式，会有不同的热费征收方式。可根据热量表计费占总热费的比例不同来确定采暖耗热量的计算方法。综上所述，分户热计量暖的户间传热有许多不能确定的因素。它是分户热计量热负荷计算的主要问题，还需要进一步的工程实践和试验研究。因此，计算分户热计量采暖耗热量时，应会同有关专业通过综合技术经济比较确定。4.9.3在确定分户热计量采暖系统的户内采暖设备容量和计算户内管道时，应计入向邻户传热引起的耗热量附加，但所附加的耗热量不应统计在采暖系统的总热负荷内。户内采暖设备的容量和户内管道的计算。新增条文。户间传热不会使采暖总耗热量增加。但由于分户计量和室温控制，会引起间歇使用、居住者外出时降低室温或停止采暖等情况。因此，户间的传热应作为确定采暖设备、采暖管道的因素，不应统计在集中采暖系统的总热负荷内。4.9.4分户热计量热水集中采暖系统，应在建筑物热力入口处设置热量表、差压或流量调节装置、除污器或过滤器等。分户热计量热水集中采暖系统热力入口的要求。新增条文。在建筑物热力入口设置热计量装置，便于对整个建筑物用热量进行计量。设置分户热计量和室温控制装置的集中采暖系统，若户内系统为单管跨越式，在热力入口安装流量调节装置，保证系统定流量，满足用户要求：若户内系统为双管系统，在热力入口安装差压控制装置，保证系统流量、压降为设计值。为了使热量表和系统不被污物堵塞，需在建筑物热力入口的热量表前设置过滤器。4.9.5当热水集中采暖系统分户热计量装置采用热量表时，应符合下列要求：1应采用共用立管的分户独立系统形式；2户用热量表的流量传感器宜安装在供水管上，热量表前应设置过滤器；3系统的水质，应符合国家现行标准《工业锅炉水质》（GB1576）的要求；4户内采暖系统宜采用单管水平跨越式、双管水平并联式、上供下回式等形式；5户内采暖系统管道的布置，条件许可时宜暗埋布置。但是暗埋管道不应有接头，且暗埋的管道宜外加塑料套管；6系统的共用立管和入户装置，宜设于管道井内。管道井宜邻楼梯间或户外公共空间；\n7分户热计量热水集中采暖系统的热量表，应符合国家现行行业标准《热量表》（GB128）的要求。采用热量表分户热计量装置的热水集中采暖系统的要求。新增条文。1 系统要求；按照《民用建筑节能管理规定》推行室温调节和户用热计量装置。实行供热计量收费的要求，本条规定热水集中采暖系统分户热计量装置采用热量表计量时，每户应单独形成一个系统环路；对多层和高层建筑，采用共用立管，实现分户独立系统是一种较好的形式。2 对户用热量表的安装要求：提倡将热量表的流量计设置在供水管上，可避免人为失水的常见弊病。热媒中的杂质，会堵塞系统构件，因此，应在表前设置过滤器。3 对系统水质的要求：欧洲的热水采暖系统设计均有软化和除氧处理，对水质有严格要求。尽管如此，在其5年周检时，拆下来的热量表还是锈迹斑斑，因此，必须对水质有严格要求，以保证系统正常使用。热量表同其他计量仪表一样，不应有杂质流过，否则会影响仪表的测量准确度和使用寿命。4 热量表分户热计量的户内系统形式：通过近几年进行的分户热计量的试点工程。探讨了多种采暖系统形式，总结后普遍认为：单管水平跨越式、双管水平并联式、上供下回式是较适合分户热计量的户内系统，因此，本条做了推荐。5 对户内系统管道布置的要求：分户热计量后，室内地面的管道增多，给房间面积的有效使用带来诸多不便．国外已有成熟的地面暗埋布置技术，国内也有成功的试点工程，并被认为是较好的布置方式，但是地面的构造层厚度有所增加。为了管道安全运行，不允许暗埋管道有连接头，且暗埋的管道要求外加塑料软性套管。这样既有利于管道的维修更换，也有利于管道的胀缩。6 对分户热计量热水集中采暖系统共用立管和入户装置的要求；共用立管及户内系统的入户装置应设置在户外，可满足对公共功能管道的设器要求，也利于防止人为破坏、避免入户读表。7 对热量表的要求：用于侧量及显示热载体为水，流过热交换系统所释放或吸收热量的仪表称为热量表。它是采暖分户计量收费不可缺少的装置，由流量传感器、计算器、配对温度传感器等部件组成。于我国当前市场热量表品种较多，市场较为混乱，容易造成计量偏差。为保证热计量的准确性，要求设计时应选用符合国家现行标准《热量表》(CJ 128)要求的热量表。5通风5.1.1为了防止大量热、蒸汽或有害物质向人员活动区散发，防止有害物质对环境的污染，必须从总体规划、工艺、建筑和通风等方面采取有效的综合预防和治理措施。保障劳动和环境卫生条件的综合预防和治理措施。某些工业企业在生产过程中放散大量热、蒸汽、烟尘、粉尘及有毒气体等，如果不采取治理措施。不但直接危害操作工作人员的身体健康，影响职工队伍的稳定和企业经济效益的提高，还会污染工厂周围的自然环境，对农作物和水域造成污染，影响城乡居民的健康。因此，对于工业企业放散的有害物质，必须采取综合有效的预防、治理和控制措施。\n经验证明，对工业企业有害物质的治理和控制，必须以预防为主。应强调在总体规划中，从工艺着手，使之不产生或少产生有害物质，然后再采取综合的治理措施，才能收到事半功倍的效果。因此，条文中规定工艺、建筑和通风等有关专业必须密切配合，采取有效的综合预防和治理措施。5.1.2放散有害物质的生产过程和设备，宜采用机械化、自动化，并应采取密闭、隔离和负压操作措施。对于生产过程中不可避免放散的有害物质，在排放前，必须采取通风净化措施，并达到国家有关大气环境质量标准和各种污染排放标准的要求。对有害物的控制及工艺改革的要求。对于放散有害物质的生产过程和设备，应采用机械化、自动化，采取密闭、隔离和在负压下操作的措施，避免直接操作，以改善工作人员的工作条件。如：精密铸造的蜡模涂料、撒砂自动线、电缆工件成批生产自动流水线、油漆工件的电泳涂漆自动流水线等，都以自动化代替了人工操作，改善了劳动条件。在工业发达国家生产自动化程度高。采用遥控、电视监视以及用机器人等先进手段代替人工操作生产，如振动落砂机现场无人，因而降低丁人员活动区的防尘要求。这些先进手段，可供借鉴。对生产过程中不可避免放散的有害物质，在排放前必须予以净化，以满足现行国家的《工业企业设计卫生标准》(GBZ 1)、《大气污染物综合排放标准》(GB 16297)、《污水综合排放标准》(GB8976)、《环境空气质量标准》(GB 3095)等有关大气环境质量和备种污染物排放标准的要求。5.1.3放散粉尘的生产过程，宜采用湿式作业。运输尘物料时，应采用不扬尘的运输工具。放散粉尘的工业建筑，宜采用湿法冲洗措施，当工艺不允许湿法冲洗且防尘要求较严格时，宜采用真空吸尘装置。关于湿式作业以及防止二次扬尘的规定。对于产生粉尘的生产过程，当工艺条件允许时，采用湿式作业是经济和有效的防尘措施之一。如在物料破碎或粉碎前喷水、粉碎后润水，铸件清理前在水中浸泡，耐火材料车同和铸造车间地面洒水等，都可以减少粉尘的产生并防止扬尘。采用定向或不定向的风扇喷雾。可使悬浮于空气中的粉尘沉降，从而减少空气中的含尘浓度。对除尘设备捕集的粉尘，应采用如螺旋输送机、刮板运输机、真空输送、水力输进等不扬尘的运输工具输送。对放散粉尘的车间，为了消除地面、墙壁和设备等的二次扬尘，采用湿法冲洗是一项行之有效的措施。多年以来一些选矿厂、烧结厂、耐火材料厂均将湿法冲洗列为经常性的重要防尘措施之一，收到了良好的效果。当工艺不允许湿法冲洗，且车间防尘要求严格时．可以采用真空吸尘装置。如：有色冶炼的有毒粉尘用水冲洗会造成污染转移；电石车同以及其他遇水容易发生爆炸的场合，均宜采用真空暖尘装置。真空吸尘装置主要有集中固定和可移动整体机组等两种形式。集中固定式适用于大面积清除大量积尘的场合。近年来，国内外发展了多种形式和用途的真空清扫机，其中真空度较高的机组可用于真空暖吸尘。5.1.4大量散热的热源（如散热设备、热物料等），宜放在生产厂房外面或坡屋内。对生产厂房内的热源，应采取隔热措施。工艺设计，宜采用远离控制或自动控制。热源的布置原则及隔热措施。进行工艺布置时，将散热量大的热源尽可能远离工作人员操作地点或布置在室外，是隔热\n降温的有救措施。如：将锻压车间的钢锭钢坯加热炉设在边跨或坡屋内，水压机车间高压泵房的乳化液冷却罐设在室外。铸造车间的浇注流水线的冷却走廊尽可能设在室外等。为了改善劳动条件，除对工艺散热设备本身采取绝缘隔热措施外，还可以采用隔热水箱、隔热水幕、隔热屏等措施或采用远距离控制或计算机控制，使工作人员离开热源操作。5.1.5确定建筑方位和形式时，宜减少西向的日晒。以自然通风为主的建筑物，其方位还应根据主要进风面和建筑物形式，按夏季有多风向布置。关于厂房方位的确定。确定建筑物方位时，本专业应与建筑、工艺等专业配合，使建筑尽量避免或减少东西向的日晒。以自然通风为主的厂房，在方位选择时，除考虑避免西向外，还应根据厂房的主要进风面和建筑物的形式，按夏季最多风向布置，即将主要的进风面，置于夏季最多风向的一侧或按与夏季风向频率最多的两个方向的中心线垂直或接近垂直或与厂房纵轴线成60°～90°布置。厂房的平面布置不宜采取封闭的庭院式。如布置成“L”和“Ⅲ”、“Ⅱ”型时，其开口部分应位于夏季最多风向的迎风面，各翼的纵轴应与夏季最多风向平行或呈0°～45°。5.1.6位于夏热冬冷或夏热冬暖地区的建筑物热工设计，应符合国家现行标准《民用建筑热工设计规范》（GB50176）的规定。采用通风屋顶隔热时，其通风长度不宜大于10m，空气层高度宜为20cm左右。散热量小于23W/m3的工业建筑，当屋顶离地面平均高度小于或等于8m时，宜采用屋顶隔热措施。建筑物设置通风屋顶及隔热的条件。过去夏热冬冷或夏热冬暖地区的建筑物太都采用通风屋顶进行隔热，收到了良好效果。近些年来，民用建筑设置通风屋项的也越来越多，所箍需用很少，但效果却很显著。某些存放油漆、橡胶、塑料制品等的仓库，由于受太阳辐射的影响，屋顶内表面及室内温度过高，致使所存放的上述物品变质或损坏，乃至有引起自燃和爆炸的危险，除应加强通风外，设置通风屋顶也是一种有效的隔热措施。    夏热冬冷或夏热冬暖地区散热量小于23W／M3的冷车间，夏季经围护结构传入的热量，占传入车间总热量的85％以上，其中经屋顶传入的热量又占绝大部分，以致造成屋顶对工作区的热辐射。为了减少太阳辐射热，当屋顶离地面平均高度小于或等于8M时，宜采用屋顶隔热措施。5.1.7对于放散或有害物质的生产设备布置，应符合下列要求：1放散不同毒性有害物质的生产设备布置在同一建筑物内时，毒性大的应与毒性小的隔开；2放散热和有害气体的生产设备，应布置在厂房自然通风的天窗下部或穿堂风的下风侧；3放散热和有害气体的生产设备，当必须布置在多层厂房的下层时，应采取防止污染室内上层空气的有效措施。放散热或有害气体的生产设备的布置原则。新增条文。本条规定了放散热或有害气体的生产设备的布置原则，其目的是有利于采取通风措施，改善车间的卫生条件。1 放散毒害大的设备与放散毒害小的设备应隔开布置，既防止了交叉污染，又有利于设置局部排风系统。2 放散热和有害气体的生产设备布置在厂房的天窗下或通风的下风侧，就能充分利用自然通风，将有害气体排出室外，不致污染整个车间。3\n 放散热和有害气体的生产设备，当布置在多层厂房内时，宜集中布置在硬层，这能有效地避免由于设在下层可能造成对上层房间空气的污染，也有利于设置排风系统。如必须布置在下层，就应采取有效措施防止污染上层空气。5.1.8建筑物内，放散热、蒸汽或有害物质的产生过程和设备，宜采用局部排风。当局部排风达不到卫生要求时，应辅以全面排风或采用全面排风。整体通风与局部通风的配合。对于放散热、蒸汽或有害物质的车间，为了不使生产过程中产生的有害物质在室内扩散，在工艺设备上或有害物质放敬处设置自然或机械的局部排风，予以就地排除是经济有效的措施。有时由于受生产过程、工艺布置及操作等条件限制，不能设置局部排风或者采用了局部排风仍然有部分有害物质扩散在室内．在有害物质的浓度有可能超过国家标准时，则应辅以自然的或机械的全面排风或者采用自然的或机械的全面排风。例如：焊接车间有固定工作台的手工焊接，局部排风罩能将焊接烟尘基本上抽走；如果焊接地点不固定时，则电焊烟尘难以用局部排风排除，此时必须辅以或另行设置全面排风来排除烟尘。5.1.9设计局部排风或全面排风时，宜采用自然通风。当自然通风不能满足卫生、环保或生产工艺要求时，应采用机械通风或自然与机械的联合通风。通风方式的选择。自然通风对改善热车间人员活动区的卫生条件是最经济有效的方法。因此．对同时散发热量和有害物质的车间，在夏季，应尽量采用自然通风；在冬季，当室外空气直接进人室内不致形成雾气和在围护结构内表面不致产生凝结水时，也应考虑采用自然通风。只有当自然通风达不到要求时，才考虑增设机械通风或自然与机械的联合通风。例如：放散大量水分的车间(印染、漂洗、造纸和电解等)，冬季由于进人室外空气，车间内可能形成雾，围护结构内表面可能产生凝结水，寒冷地区还会使室温降低，影响生产和人员活动区的卫生条件。在这种情况下。应考虑采取将室外空气加热的机械送风等设施，但此时排风仍可采用自然排风。5.1.10凡属设有机械通风系统的房间，人员所需的新风量应满足第3.1.9条的规定；人员所在房间不设机械通风系统时，应有可开启外窗。室内新风重的要求。新增条文。强制条文。规定本条是为了使住宅、办公室、餐厅等民用建筑的房间可能够达到室内空气质量的要求，无论是采暖房间还是分散式空气调节房间．都应具备通风条件。    通风方式包括自然通风和机械通风。5.1.11组织室内送风、排风时，不应使含有大量热、蒸汽或有害物质的空气流入没有或仅有少量热，蒸汽或有害物质的人员活动区，且不应破坏局部排风系统的正常工作。室内气流组织。规定本条是为了避免或减轻大量余热、余湿或有害物质对卫生条件较好的人员恬动区的影响。进风气流首先应送入车间污染较小的区域，再进入污染较大的区域。同时应该注意送风系统不应破坏排风系统的正常工作。当送风系统补偿采暖房间的机械排风时，送风可送至走廊或较清洁的邻室、工作部位，但是送风量不应超过房间所需风量的50％，这主要是为了防止送风气流受到一定污染而规定的。5.1.12凡属下列情况之一时，应单独设置排风系统：　　1两种或两种以上的有害物质混合后能引起燃烧或爆炸时；　　2混全后能形成毒害更大或腐蚀性的混合物、化合物时；\n　　3混合后易使蒸汽凝结并积聚粉尘时；4散发剧毒物质的房间和设备。5建筑物内设有储存易燃易爆物质的单独房间或有防火防爆要求的单独房间。排风系统的划分原则。强制条文。1  防止不同种类和性质的有害物质混合后引起燃烧或爆炸事故。如：淬火油槽与高温盐浴炉产生的气体混合后有可能引起燃烧，盐浴炉散发的硝酸钾、硝酸钠气体与水蒸气混合时有可能引起爆炸。2 避免形成毒性更大的混合物或化台物，对人体造成危害或腐蚀设备及管道，如：散发氰化物的电镀槽与酸洗槽散发的气体混合时生成氢氰酸，毒害更大，    3 为防止或减缓蒸汽在风管中凝结聚积粉尘，从而增加风管阻力甚至堵塞风管，影响通风系统的正常运行。4 避免剧毒物质通过排风管道及风口窜入其他房间，如：将放散铅蒸气、汞蒸气、氰化物和砷化氰等剧毒气体的排风与其他房间的排风设为同一系统时，当系统停止运行，剧毒气体可能通过风管窜入其他房间。5 根据《建筑设计防火规范》(GB 59016)和《高层民用建筑设计防火规范》(GB 50045)的规定，建筑中存有容易引起火灾或具有爆炸危险的物质的房间(如，放映室、药品库和用甲类液体清洗零配件的房间)，所设置的排风装置应是独立的系统，以免使其中容易引起火灾或爆炸的物质窜入其他房间。防止造成火灾蔓延，招致严重后果。由于建筑物种类繁多，具体情况颇为繁杂。条文中难以做出明确的规定，设计时应根据不同情况妥善处理。5.1.13同时放散有害物质，余热和余湿时，全面通风量应按其中所需要最大的空气量计算。多种有害物质同时放散于建筑物内时，其全面通风量的确定应按国家现行标准《工业企业设计卫生标准》（GBZ1）执行。送入室内的室外新风量，不应小于本规范第3.1.9条所规定的人员所需最小新风量。全面通风量的计算。国家现行标准《工业企业设计卫生标准》(GBZ 1)中规定，当数种溶剂(苯及其同系物或醋酸酯类)蒸气或数种刺激性气体(三氧化硫及二氧化硫或氟化氢及其盐类等)同时放散于空气中时，全面通风换气量应按各种气体分别稀释至接触限值所需要的空气量的总和计算。除上述有害物质的气体及蒸气外，其他有害物质同时放散于空气中时，通风量应仅按需要空气量最大的有害物质计算，无须进行叠加。5.1.14放散入室内的有害物质数量不能确定时，全面通风量可参照类似房间的实测资料或经验数据，按换气次数确定，亦可按国家现行的各相关行业标准执行。换气次数的确定。由于我国工业企业行业众多，其生产性质和特点差异很大，无法在本规范中予以统一规定换气次数。国家针对不同的行业都制定了行业标准；各个行业部门也根据各自行业的特点，相继编制了有关设计技术规定、技术措施等。各行业设计单位通过多年的实践，在总结本行业经验的基础上，在其设计手册中都列入了有关换气次数的数据可供设计参考。5.1.15民用建筑防烟、排烟设计，应按国家现行标准《高层民用建筑设计防火规范》（GB50045）及《建筑设计防火规范》（GB50016）。\n高层和多层民用建筑的防排烟设计。    近20年来，在我国各大中城市及某些经济开发区的建设中，兴建了许多高层和多层民用建筑，其中包括居住、办公类建筑和大型公共建筑。在某些建筑中，由于执行标准、规范不力和管理不善等原因，仍缺乏必要的或有救的防烟、排烟系统及其他相应的安全、消防设施，在使用过程中一旦发生火灾事教，就会影响楼内入员安全、迅速地进行疏散，也会给消防人员进人室内灭火造成困难，所以设计时必须予以充分重视。在国家现行标准《高层民用建筑设计防火规范》(GB 50045)中，对防烟楼梯间及其前室、合用前室、消防电梯间前室以及中庭、走道、房间等的防烟、排烟设计，已做了具体规定。多年来，国内在这方面也逐渐积累了比较好的设计经验。鉴于各设计部门对防烟、排烟系统的设计，大部分是安排本专业人员会同各有关专业配合进行，为此在本条中予以提示，并指出设计中应执行国家现行标准《高层民用建筑设计防火规范》(GB 50045)和《建筑设计防火规范》(GB 50016)的有关规定。5.2自然通风5.2.1消除建筑物余热、余湿的通风设计，应优先利用自然通风。自然通风的一般规定。新增条文。规定本条的主要目的是为了节能。此外，建筑物应有外窗。有一些建筑外窗可开启面积小，有的甚至被固定不开开启，这是不合理的，设计时应充分考虑自然通风换气的要求。5.2.2厨房、厕所、洗室和浴室等，宜采用自然通风。当利用自然通风不能满足室内卫生要求时，应采用机械通风。民用建筑的卧室、起居室（厅）以及办公室等，宜采用自然通风。民用建筑的通风要求。据普遍反映，一般民用居住建筑的厨房、厕所等通风条件很差，寒冷地区的居住建筑和办公类建筑的通风也未受到应有的重视，对室内卫生条件影响很大，因此规定本条内容。5.2.3放散热量的工业建筑，其自然通风量应根据热压作用按本规范附录F的规定进行计算。自然通风的设计计算。放散热量的工业建筑自然通风设计仅考虑热压作用，主要是因为热压比较稳定、可靠，而风压变化较大，即使在同一天内也不稳定。有些地区在炎热的日子里往往风速较低，所以在设计时不计入风压，而把它做为实际使用中的安全因素。热车间自然通风的计算方法见本规范附录F。5.2.4利用穿堂风进行自然通风的厂房，其迎风面与夏季最多风向宜成60°-90°角，且不应小于45°角。　高温厂房的朝向要求。新增条文。在高温厂房的自然通风设计中主要考虑热压作用。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，在确定该地区高温厂房的朝向时，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厂房形成穿堂风。因而要求厂房的迎风面与最多风向成60°-90°。5.2.5夏季自然通风用宜采用阻力系数小、易于操作和维修的进排风口或窗扇。自然通风进排风口或窗扇的选择。\n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绣蚀失灵，且有足够的构件强度。5.2.6夏季自然通风用的进风口，其下缘距室内地面的高度不应大于1.2m；冬季自然通风用的进风口，其下缘距室内地面的高度小于4m时，应采取防止冷风吹向工作地点的措施。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。参考国内外一些有关资料，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。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响人员活动区的措施。5.2.7当热源靠近工业建筑的一侧外墙布置，且外墙与热源之间无工作地点时，该侧外墙上的进风口，宜布置在热源的间断处。进风口与热源的相互位置。本条规定是从防止室外新鲜空气流经散热设备加热和污染考虑的。5.2.8利用天窗排风的工业建筑，符合下列情况之一时，应采用避风天窗：　　1夏热冬冷和夏热冬暖地区，室内散热量大于23W/m3时；　　2其他地区，室内散热量大于35W/m3时；　　3不允许气流倒灌时。　注：多跨生产厂房的相邻天窗或天窗两侧与建筑物邻接，且处于负压区时，无挡风板的天窗，可视为避风天窗。5.2.9利用天窗排风的工业建筑，符合下列情况之一时，可不设避风天窗：　　1利用天窗能稳定排风时；2夏季室外平均风速小于或等于1m/s时。设置避风天窗的条件。我国幅员辽阔，气候复杂，有关避风天窗的设置条件，南北方应区别对待。设置避风天窗与否，取决于当地气象条件（特别是夏季通风室外计算温度的高低）、车间散热量的大小、工艺和室内卫生条件要求以及建筑结构形式等因素。从所调查的部分热车间来看，设置避风天窗和散热量之间的关系大致为：南方炎热地区，车间散热量超过23W/m3；其他地区，车间散热量超过35W/m3，用于自然排风的天窗均采用避风天窗，因此，做了如条文中的有关规定。放散有害物质且不允许空气倒灌的车间，如：铝电解车间，在电解过程中产生余热、烟气和粉尘（主要是氟化氢及沥青挥发物）等大量有害物质，采用自然通风的目的是排除车间的余热和有害物质。为使上升气流不致产生倒灌而恶化人员活动区的卫生条件，也装设避风天窗。我国南方有少数地区夏季室外平均风速不超过1m/s，风压很小，经试算对比远不致对天窗的排风形成干扰，实测调查的结果也证实了这一点，因此，规定夏季室外平均风速小于或等于1m/s的地区，可不设置避风天窗。\n5.2.10当建筑物一侧与较高建筑物邻时，为了防止避风天窗或风帽倒灌，其各部尺寸应符合图5.2.10-1、5.2.10-2和表5.2.10的要求。表5.2.10避风天窗或风帽与建筑物的相关尺寸z/h0.40.60.81.01.21.41.61.82.02.12.22.3(B-Z)/H≤1.31.41.451.51.651.82.12.52.93.74.65.6　注：当z/h>2.3时，建筑物的相关尺寸可不受限制。防止天窗或风帽倒灌。规定本条的目的是为了避免风吹在较高建筑的侧墙上，因风压作用使天窗或风帽处于正压区，引起倒灌现象。5.2.11挡风板与天窗之间，以及作为避风天窗的多跨工业建筑相邻天窗之间，其端部均应封闭。当天窗较长时，尚应设置横向隔板，其间距不应大于挡风板上缘至地坪高度的3倍，且不应大于50m。在挡风板或封闭物上，应设置检查门。挡风板下缘至屋面的距离，宜采用0.1-0.3m。封闭天窗端部的要求及设置横向隔板的条件。将挡风板与天窗之间，以及作为避风天窗的多跨工业建筑相邻天窗之间的端部加以封闭，并沿天窗长度方向每隔一定距离设置横向隔板，其目的是为了保证避风天窗的排风效果，防止形成气流倒灌。关于横向隔板的间距，国内各单位采取的数值不尽相同，有的采用40-50m，有的采用50-60m。有关单位的试验研究结果表明，当端部挡风板上缘距地坪的高度约13m的情况下，沿天窗长度方向的气流下降至挡风板上缘处的位置距端部约42m，相当于端部高度的3-3.5倍。综合各单位的实际经验及研究成果，做了如条文中的有关规定。为了便于清理挡风板与天窗之间的空间，规定在横向隔板或封闭上应设置检查门。挡风板下缘距离屋面留有距离是为了排水、清扫污物等。5.2.12不需调节天窗窗扇开启角度的高温工业建筑，宜采用不带窗扇的避风天窗，但应采取防雨措施。设置不带窗扇的避风天窗的条件及要求。有些高温车间的天窗（特别是在南方炎热地区）由于全年厂房内的散热量都比较大，无须按季节调节天窗窗扇的开启角度，可采用不带窗扇的避风天窗，不但能降低造价，还能减小天窗的局部阻力，提高通风效率，但在这种情况下，应采取必要的防雨措施。5.3机械通风5.3.1设置集中采暖且有机械排风的建筑物，当采用自然补风不能满足室内卫生条件、生产工艺要求或在技术经济上不合理时，宜设置机械送风系统。设置机械送风系统时，应进行风量平衡及热平衡计算。每班运行不足2h的局部排风系统，当室内卫生条件和生产工艺要求许可时，可不设机械送风补偿所排出的风量。5.3.2选择机械送风系统的空气加热器时，室外计算参数宜采用采暖室外计算温度；当其用于补偿消除余热、余温用全面排风耗热量时，应采用冬季通风室外计算温度。\n5.3.3要求空气清洁的房间，室内应保持正压。放散粉尘、有害气体或有爆炸危险物质的房间，应保持负压。当要求空气清洁程度不同或与有异味的房间比邻且有门（孔）相通时，应使气流从较清洁的房间流向污染较严重的房间。5.3.4机械送风系统进风口的位置，应符合下列要求：1应直接设在室外空气较清洁的地点；2应低于排风口；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；4应避免进风、排风短路。5.3.5用于甲、乙类生产厂房的送风系统，可共用同一进风口，但应与丙、丁、戊类生产厂房和辅助建筑物及其他通风系统的进风口分设；对有防火防爆要求的通风系统，其进风口应设在不可能有火花溅落的安全地点，排风口应设在室外安全处。5.3.6凡属下列情况之一时，不应采用循环空气：1甲、乙类生产厂房，以及含有甲、乙类物质的其他厂房；2丙类生产厂房，如空气中含有燃烧或爆炸危险的粉尘、纤维，含尘浓度大于或等于其爆炸下限的25%时；3含有难闻气味以及含有危险浓度的致病细菌或病毒的房间；4对排除含尘空气的局部排风系统，当排风经净化后，其含尘浓度仍大于或等于工作区容许浓度的30%时。5.3.7机械送风系统（包括与热风采暖合并的系统）的送风方式，应符合下列要求：　　1放散热或同时放散热、湿和有害气体的工业建筑，当采用上部或上下部同时全面排风，宜送至作业地带；　　2放散粉尘或密度比空气大的气体和蒸汽，而不同时放散热的工业建筑，当从下部地带排风时，宜送至上部区域；　　3当固定工作地点靠近有害物质放散源，且不可能安装有效的局面排风装置时，应直接向工作地点送风。5.3.8符合下列条件，可设置置换通风：1有热源或热源与污染源伴生；2人员活动区空气质量要求严格；3房间高度不小于2，4m；4建筑、工艺及装修条件许可且技术经济比较合理。5.3.9置换通风的设计，应符合下列规定：1房间内人员头脚处空气温差不应大于3°C；2人员活动区内气流分布均匀；3工业建筑内置换通风器的出风速度不宜大于0.5m/s；4民用建筑内置换通风器的出风速度不宜大于0.2m/s；5.3.10同时放散热、蒸汽和有害气体或仅放散密度比空气小的有害气体的工业建筑，除设局部排风外，宜从上部区域进行自然或机械的全面排风，其排风量不应小于每小时1次换气。当房间高度大于6m时，排风量可按6（m3/h.m2）计算。5.3.11当采用全面排风消除余热、余湿或其他有害物质时，应分别从建筑物内温度高、含湿量或有害物质浓度最大的区域排风。从全面排风量的分配应符合下列要求：\n1当放散气体的密度比室内空气轻，或虽比室内空气重但就建筑内放散的显热全年均能形成稳定的上升气流时，宜从房间上部区域排出；2当放散气体的密度比空气重，建筑内放散的显热不足以形成稳定的上升气流而沉积在下部区域时，宜从下部区域排出总风量的2/3，下部区域排出总风量的1/3，且不宜小于每小时1次换气；3当人员活动区有害气体与空气混合后的浓度未超过卫生标准，且混合气体后的相对密度与空气密度接近时，可只设上部或下部区域排风。注：1相对密度小于或等于0.75的气体视为比空气轻，当其相对密度大于0.75时，视为比空气重。2上、下部区域的排风量中，包括该区域内的局部排风量。3地面以上2m以下规定为下部区域。5.3.12排除有爆炸危险的气体、蒸汽和粉尘的局部排风系统，其风量应按在正常运行和事故情况下，风管内这些物质的浓度不大与爆炸下限的50%计算。5.3.13局部排风罩不能采用密闭形式时，应根据不同的工艺操作要求和技术经济条件选择适宜的排风罩。5.3.14建筑物全面排风系统吸风口的不置，应符合下列规定：1位于房间上部区域的吸风口，用于排除余热、余湿和有害气体时（含氢气时除外），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位于房间下部区域的吸风口，其下缘至地板间距不大于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。5.3.15含有剧毒物质或难闻气味物质的局部排风系统，或含有浓度较高的爆炸危险性物质的局部排风系统所排出的气体，应排至建筑物空气动力阴影区和正压区外。　　注：当排出的气体符合国家现行的大气环境质量和各种污染物排放标准及各行业污染物排放标准时，，可不受本条规定的限制。5.3.16采用燃气加热的采暖装置、热水器或炉灶等的通风要求，应符合国家现行标准《城镇燃气设计规范》（GB50028）的有关规定。5.3.17民用建筑的厨房、卫生间宜设置竖向排风道。竖向排风道应具有防火、防倒灌、防串味及均匀排气的功能。住宅建筑无外窗的卫生间，应设置机械排风排入有防回流设施的竖向排风道，且应留有必要的进风面积。5.4事故通风5.4.1可能突然放散大量有害气体或有爆炸危险气体的建筑物，应设置事故排风装置。5.4.2设置事故通风系统，应符合下列要求：1放散有爆炸危险的可燃气体、粉尘或气溶胶等物质时，应设置事故通风系统或诱导式事故排风系统；2具有自然通风的单层建筑物，所放散的可燃气体密度小于室内空气密度时，应设置事故送风系统；3事故通风宜由经常使用的通风系统和事故通风系统共同保证，但在发生事故时，必须保证能提供足够的通排风量。5.4.3事故通风量，宜根据工艺设计要求通过计算确定。但换气次数不应小于\n每小时12次。5.4.4事故排风的吸风口，应设在有害气体或爆炸危险物质放散量可能最大或聚集最多的地点。对事故排风的死角处，应采取导流措施。5.4.5事故排风的排风口，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；2排风口与机械送风系统进风口的水平距离不应小于20m；当水平距离不足20m时，排风口必须高出进风口，并不得小于6m；3当排气中含有可燃气体时，事故通风系统排风口距可能火花溅落地点应大于20m。4排风口不得朝向室外空气动力阴影区和正压区。5.4.6事故通风的通风机，应分别在室内、外便于操作的地点设置电器开关。　　设置事故通风的要求。第5.4.6条为强制条文。在这些条文中分别规定了设置事故通风的条件、系统要求、风量的确定、设备的配备、吸风口和排风口的布置原则以及对事故通风用电器的要求等。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。对生产、工艺过程中可能突然放散有害气体的建筑物，在设计中均应设置事故排风系统。有时虽然很步或没有使用，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而造成人身事故是至关重要的。2 第 5．4．2 条指出放散有爆炸危险的可燃气体、蒸气或粉尘气溶胶等物质时，应采用防爆通风设备，也可采用诱导式事故排风系统。诱导式排风系统可采用一般的通风机等设备，具有自然通风的单层厂房，当所放散的可燃气体或蒸气密度小于室内空气密度时，宜设事故送风系统。而较轻的可燃气体、燕气经天窗或排风帽排出室外。3 关于事故通风的通风量，考虑到各行业具体情况相距甚远，为安全起见本规范根据圉家现行标准《工业企业设计卫生标准)(GBZ 1)中的规定，把换气次数的下限定为每小时12次。有特殊要求的部门可不受此条件限制，允许取得大一些。4 第 5．4．4 条关于布置事故排风吸风口的规定，其理由可参见本规范第 5．3．14 条的说明。5 第 5．4．5 条所规定的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进风空气质量造成影响。    6 第 5．4．6 条规定事故排风系统(包括兼作事教排风用的基本排风系统)的通风机，其开关装置应装在室内、外便于操作的地点，以便一旦发生紧急事故时，使其立即投入运行。事故排风系统其供电系统的可靠等级应由工艺设计确定。并应符合国家现行标准《工业与民用供电系统设计规范》以及其他规范的要求。5.5隔热降温5.5.1工作人员在较长时间内直接受辐射热影响的工作地点，当其辐射照度大于或等于350W/m2时，应采取隔热措施；受辐射热影响较大的工作室应隔热。采取隔热措施的界限。\n工作人员较长时间内直接受到辐射热影响的工作地点，在多大辐射照度下设置隔热措施，一般是以人体所能接受的辐射照度及时间确定的。本条参照国外有关资料，确定了设置隔热的辐射照度界限。    由于隔热措施投资少、收效大，我国高温车间较普遍采用。实践证明，只要设计人员密切结合工艺操作条件，因地制宜地进行设计，都能取得较好的教果。    另外，通过调查，高温车间内装有冷风机的吊车司机室、操纵室等。由于小室位于高温，强辐射热的环境中．为了提高降温效果，节约电能，这些小室应采取良好的隔热、密封措施。5.5.2经常受辐射热影响的工作地点，应根据工艺，供水和室内气象等条件，分别采用水幕、隔热水箱或隔热屏等隔热设施。隔热方式的选择。    据调查，水幕隔热大多数用于高温炉的操作口处，一般系定点采用。但是，水幕的采用受到工艺条件和供水条件等的约束，所以设计时要根据工艺、供水和室内风速等条件，在选择地分别采用水幕、隔热水箱和隔热屏等隔热方式。5.5.3工作人员经常停留的高温地面或靠近的高温壁板，其表面平均温度不应高于40°C。当采用串水地板或隔热水箱时，其排水温度不宜高于45°C。隔热标准。隔热水箱和串水地板常用在高温炉壁、轧钢车间操纵室的外墙或底部以及铸锭车间底板四周等处。以轧钢车间为例，地面常用钢板铺成，当600以上的红热钢件经常沿操纵室地面运输时，钢板地面温度能逐渐升高到120～150℃甚至更高，在这种情况下，往往利用隔热水箱做成串水地板。其表面平均温度不应高于40℃。    当采用隔热水箱或串水地板时，为了防止水中悬浮物结垢，规定排水温度不宜高于45℃。5.5.4较长时间操作的工作地点，当其热环境达不到卫生要求时，应设置局部送风。设置局部送风(空气淋浴)的条件。局部送风是工作地点通风降温的一项措施，它能改变局部范围内的空气参数，在工作地点或局部工作区造成一个小气候。当工作地点固定或相对固定时，在条文中所规定的情况下，设置局部送风是合适的。设置局部送风的目的，既要保证《工业企业设计卫生标准》(GBZ1对工作地点的温度要求，又要消除辐射热对人体的影响情况，给出了如条文中所列的数据，因为人体在较长时间内受到照度较大的辐射热作用时，会造成皮肤蓄热，影响人体的正常生理机能。一般情况下，高温工作地点的辐射热和对流热是同时存在的，但在冶金炉或炼钢、轧钢车间等是以辐射热为主的，这都需要设置局部送风。    局部送风的方式分两种，一种是单体式局部送风，借助于轴流风机或喷雾风扇，利用室内循环空气直接向工作地点送风，适用于工作地点单一或分散的场合；另一种是系统式局部进风，用通风机将室外新鲜空气(经处理或来经处理的)通过风管进至工作地点，适用于工作地点较多且比较集中的场台。5.5.5当采用不带喷雾的轴流式通风机进行局部送风时，工作地点的风速，应符合下列规定：　　　　轻作业2～3m/s　　　　中作业3～5m/s\n　　　　重作业4～6m/s5.5.6当采用喷雾风扇进行局部送风时，工作地点的风速应采用3～5m/s，雾滴直径应小于100μm。　　注：喷雾风扇只适用于温度高于35°C，辐射照度大于1400W/m2，且工艺不忌细小雾滴的中、重作业的工作地点。采用单体式局部送风时工作地点的风速。1 采用不带喷雾的轴流风机进行局部进风时。由于不能改变工作地点的温湿度参数，只能依靠保持一定的风速达到改善劳动条件的目的，因此本规范的第5. 5．5条根据现行《工业企业设计卫生标准》(GBZ 1)的有关规定（可用风速范围为2～6M／S)。并按作业强度的不同，把工作地点的风速分为三挡：轻作业时，2～3M／S；中作业时，3～5M／S；重作业时，4～6M／S。   2 采用喷雾风扇进行局部送风时，由于借助于细小雾滴能够起到一定的隔热作用，具有显著的降温效果，本规范的第 5．5．6 条针对其适用对象，把工作地点的风速控制在3～5M／S。 鉴于多年来国内有关单位研制和使用喷雾风扇的经验。为避免对生产操作人员的健康造成不良影响。因此，把使用范围限制在工作地点温度高于35℃(高于人体皮肤温度)，热辐射强调大于1400W／M2，且工艺不忌细小雾滴的中、重作业的工作地点，并规定喷雾雾滴直径不应大于100ΜM。5.5.7设置系统式局部送风时，工作地点的温度和平均风速，应按表5.5.7采用。表5.5.7工作地点的温度和平均风速辐射照度（W/m2）冬季夏季温度（℃）风速（m/s）温度（℃）风速（m/s）350-70020～251～226～311.5～3701-140020～251～326～302～41401-210018～222～325～293～52101-280018～223～424～284～6　注：1轻作业时，温度宜采用表中较高值，风速宜采用较低值，重作业时，温度宜采用较高值；中作业时，其数据可按插入法确定。　　　2表中夏季工作地点的温度，对于夏热冬冷或夏热冬暖地区可提高2°C；对于累年最热月平均温度小于25°C的地区可降低2°C。　　　　3表中的热辐射照度系指1h内的平均值。 采用系统式局部送风时工作地点的温度和风速。    采用系统式局部送风时。工作地点新应保持的温度和风速，与操作人员的劳动强度、工作地点周围的辐射照度等因素有关。鉴于到目前为止，我国尚无适用于设计系统式局部进风方面的卫生标准，为适应设计工作需要，本条参考国内外有关资料并结合我国实际情况设计。5.5.8当局部送风系统的空气需要冷却成加热处理时，其室外计算参数，夏季应采用通风室外计算温度及相对湿度；冬季应采用采暖室外计算温度。 局部送风空气处理计算参数的确定。5.5.9系统式局部送风，应符合下列要求：　　1送风气流宜从人体的前侧上方倾斜吹到头、颈和胸部，必要时亦可以从上向下垂直送风；　　2送到人体上的有效气流宽度，宜采用1m；对于室内散热量小于23W/m3的清作业，可采用0.6m；\n3当工作人员活动范围较大时，宜采用旋转送风口。 设置系统式局部送风的要求。据调查，以前有些地方采用的系统式局部送风，气流大多是从背后倾斜吹到人体上部躯干的。在受辐射热影响的工作地点．工作人员反映“前烤后寒”，效果不好。这主要是因为受热面吹不到风的缘故。因此认为最好是从人体的前侧上方倾斜吹风。医学卫生界认为，头部直接受辐射热作用，会使辐射能作用于大脑皮质，产生过热；胸背受辐射热作用，会使肺部的大量血液受热；颈部受辐射热作用，会使流经大脑的血液受热；而手足等其他部位受辐射热作用，影响则较小。气流自上面下或由一边吹向人体时，人体前部和背部都能均匀地受到降温作用。综合上述情况，对气流方向做了规定。    送到人体上的气流宽度，宜使操作人员处于气流作用的范围内，这样效果较好。在满足送风速度要求的情况下，较大的气流宽度对提高局部送风的效果有利。一般情况下，以1M作为设计宽度是合适的。但是，对于某些工作地点较固定的轻作业，为减少送风量，节约投资，气流宽度可适当碱少至0.6M。5.5.10特殊高温的工作小室，应采取密闭、隔热措施，采用冷风机组或空气调节机组降温，并符合国家现行标准《工业企业设计卫生标准》（GBZ1）的要求。特殊高温工作小室的降温措施。    在特殊高温工作地点，由于气温高、辐射积度大，采用一般水冷式降温机组。如用蒸发冷却方式处理空气，仍不能满足降温要求，尤其是南方炎热、潮湿地区。据调查，某钢厂吊车司机室，当室外空气温度为31．5℃，车间空气温度为37．7℃时。司机室内气温达43．2℃，采用循环水蒸发冷却后，司机室内气温所降无几，而使用冷风机组时，司机室内可降低至25℃左右，效果很好。因此，特殊高温工作地点的降温应采用冷风机组或空气调节机组，并符合国家现行标准《工业企业设计卫生标准)(GBZ 1)的要求。同时，为保证降温效果，节省能量消耗，必须采用很好的密闭和隔热措施　　5.6除尘与有害气体净化5.6.1局部排风系统排出的有害气体，当其有害物质的含量超过排放标准或环境要求时，应采取有效净化措施。有害气体的净化要求。保护环境，防止污染，是我国实行的重大技术政策之一。为此国家颁布了环境保护法，有关部门还相继颁布了一系列有害物排放标准，例如《环境空气质量标准》(GB8095)和《大气污染物综合摊放标准》(GB16997)。为了选到排放标准的要求，排除有害气体的局部排风系统，有时必须设置净化设备。净化设备的种类繁多，本条指出应采取有效的净化措施。净化设备的选择原则及考虑的因素．同本规范第5．6．9条规定的除尘器选择原则相类似，只是与有害物的物理化学性质关系更为密切。设计时，应该根据不同情况，分别选择洗涤(包括吸收)、吸附、过滤、燃烧、电子束、生化、激光等净化措施，有回收价值的应加以回收。5.6.2放散粉尘的生产工艺过程，当湿法除尘不能满足环保及卫生要求时，应采用其他的机械除尘、机械与湿法联合除尘或静电除尘。除尘方式的选择。\n湿法除尘包括采用喷嘴向扬尘点喷水促使粉尘凝聚，减少扬尘的水力除尘和采用喷雾设施向工业建筑含尘空气中喷雾以促使浮游粉尘加速沉降，防止二次扬尘的喷雾降尘等。在某些情况下，湿法除尘是较为经济的一种方法。又可达到较好的除尘效果。因此，对于放散粉尘的生产过程，当湿法除尘不致影响生产和改变物料性质时，应采用湿法除坐；当采用湿法除尘不能满足环保、卫生要求时，应采用机械除尘、机械与湿法的联合除尘或静电陈尘。某些放散粉尘的生产过程，虽允许加湿，但对加湿量有一定限制，如冶金企业的破碎、筛分等，过量加湿会使产量下降，采用湿法除尘就受到一些限制。至于加湿后会影响产品质量，引起物质的水解或发生化学反应，从而产生有害、有毒或爆炸性气体的生产过程。如食品、纺织、化工、耐火和建筑材料工厂的某些生产过程。生产上不允许或不宜加湿物料时，则应采用其他的除尘方式。5.6.3放散粉尘或有害气体的工艺流程和设备，其密闭形式应根据工艺流程、设备特点、生产工艺以及便于操作、维修等因素确定。密闭形式的选择。密闭是综合防尘措施的关键环节之一。水力除尘、机械除尘和联合除尘的效果好坏。首先取决于扬尘地点的密闭程度。密闭得好，机械除尘的排风量就可大为减少；反之，即使增大机械除坐系统的排风量，也难以取得良好的效果。据调查，有的厂过去密闭不严，排风后粉尘仍大量外逸；加强密闭后，风量为原风量的L／8时，罩内仍有10P负压，满足了除尘要求；宥些厂的某些生产过程，在采用同样机械除尘的条件下，采取较严格的密闭措施与未来取密闭措施，对车间内空气含尘浓度影响很大，有的差8～9倍，有的差LO倍以上，甚至有的差100多倍至于密闭形式，对于集中，连续的扬尘点(如胶带机受料点)，且瞬时增压不大的尘源，多在设备扬尘处采用局部密闭；对于全面扬尘或机械振动力大的设备，多采用留有观察孔和操作门并将设备(除电动机，减速箱外)大都封闭在罩内的整体密闭，特点是密闭罩本身为独立整体，易于密闭；对于大面积扬尘且操作和检修频繁，采用整体密闭不便者，多采用留有观察孔和操作门并将扬尘设备全部密闭在罩内的大容积密闭。一般说来，大容积密闭罩比小容积密闭罩效果要好，特点是罩内容积大，可缓冲含尘气流。减小局部正压，这种密闭罩适用于多点扬尘、阵发性扬尘和含尘气流速度大的设备或地点，如多卸料点的胶带机转运点等。但是，具体情况不同。不能一律对待，应根据设备特点，生产要求以及便于操作、维修等，分别采用不通的密用形式。5.6.4吸风点的排风量，应按防止粉尘或有害气体逸至室内的原则通过计算确定。有条件时，可采用实测数据经验数值。吸风点排风量的确定。在机械除尘系通的设计中，如何确定吸风点的排风量是一个重要的问题。排风量过小会使含空气逸入室内达不到除尘的目的；排风量过大会使除尘系统复杂，设备庞大，造价和运行费用高。所以，在保证粉尘不外逸的情况下，排风量愈小愈好。为此，设计时必须通过计算或采用实测与经验数据正确确定吸风点的排风量。吸风点的排风量主要包括以下几部分：工艺过程本身产生的烟尘量(包括处理热物料时，由于热压作用和体积膨胀等而增加的空气量)；物料输送过程中所带人的诱导风量和保持罩内负压(包括有时消除罩内正压)所需的空气量等。5.6.5确定密闭罩吸风口的位置、结构和风速时，应考虑罩内负压均匀，防止粉尘外逸并不致把物料带走。吸风口的平均风速，不宜大于下列数值：\n　　　　细粉料的筛分0.6m/s　　　　物料的粉碎2m/s　　　　粗颗粒物料破碎3m/s设风口的位置及风速。在密闭罩上装设位置和开口面积适宜的吸风罩同除尘风管连接，使罩口断面风速均匀，为了防止排风把物料带走，还应对吸风口的风速加以控制。在吸风点的排风量一定的情况下(见本规范第5．6．4条)，吸风口风速主要取决于物料的密度和粒径大小以及吸风口与扬尘点之间的距离远近等。本条参照国内外有关资料，针对破碎筛分工艺特点规定，对于细粉料的筛分过程，采用不大于0．6M／S；对于物料的粉碎过程，采用不大于2M／S；对于粗粒径物料的破碎过程，采用不大于3M／S，由于各行业的具体情况不同。难以做出更为详尽的规定。5.6.6除尘系统的排风量，宜按其全部吸风点同时工作计算。注：非同时工作吸风点时，系统的排风量可按同时工作的吸风点的排风量与非同时工作吸风点排风量的15％～20％之和确定，并应在各间歇工作的吸风点上装设与工艺设备联锁的阀门。除尘系统的排风量。为保证除尘系统的除尘效果和便于生产操作，对于一般除尘系统，设备能力应按其所联接的全部吸风点同时工作计算，而不考虑个别吸风日的间歇修正。当一个除尘系统的非同时工作吸风点的排风量较大时，为节省除尘设施的投资和运行费用。则该系统的排风量可按同时工作的吸风点的排风量加上各非同时工作的吸风点的排风量的15%～20％的总合计算。后者15％～20%的漏风量为由于阀门关闭不严的漏风量。如某厂的4个除尘系统，按15％漏风量附加，间歇点用蝶阀关闭，阀板周围用软橡胶垫密封，使用效果良好。5.6.7除尘风管内的最小风速，不得低于本规范附录G的规定。附录G的引文。为了防止粉尘因速度过小在风管中沉降、聚积甚至堵塞风管，因此本规范附录G中根据不同物料给出了除尘系统风管中的最小风速。5.6.8除尘系统的划分，应按下列规定：　　1同一生产流程、同时工作的扬尘点相距不远时，宜合设一个系统；　　2同时工作但粉尘种类不同的扬尘点，当工艺允许不同粉尘混合回收或粉尘无回收价值时，可合设一个系统；　　3温湿度不同的含尘气体，当混合后可能导致风管内结露时，应分设系统。　　　　注：除尘系统的划分，尚应符合本规范第5.1.11条的要求。除尘系统的划分原则。除尘系统的划分原则，除了应遵循本规范第5．1．11条的规定外，尚应考虑吸风点作用半径不宜过大，便于粉尘的回收利用以及由于不同性质的粉尘混合后会引起的不良影响因素或导致风机功率过大的浪费电能现象。这些因素对有爆炸危险性粉尘的除尘系统正常运行有重要意义。5.6.9除尘器的选择，应根据下列因素并通过技术经济比较确定：　　1含尘气体的化学成分、腐蚀性、温度、湿度、露点、气体量及含尘浓度。　　2粉尘的化学成分、密度、粒径分布、腐蚀性、亲水性、磨琢度、比电阻、粘结性、纤维性和可燃性、爆炸性等；　　3净化后气体的容许排放浓度；　　4除尘器的压力损失或除尘效率；　　5粉尘的回收价值及回收利用形式；\n6除尘器的设备费、运行费、使用寿命、场地布置及外部水、电源条件等；7维护管理的繁简程度。选择除尘器应考虑的因素。除尘器也称除尘设备，是用于分离空气中的粉尘达到除尘目的的设备。除尘器的种类繁多，构造各异，由于其除尘机理不同，各自具有不同的特点；因此，其技术性能和适用范围也就有所不同。根据是否用水怍除尘媒介，除尘器分为两大类：干式除尘器和湿式除尘器。干式除尘器可分为重力沉降室、惰性除尘器、旋风除尘器，袋式除尘器和干式电除尘器等；湿式除尘器可分为喷淋式除尘器、填料式除尘器、泡沫除尘器、自激式除尘器、文氏管除尘器和湿式电除尘器等。进择除尘器时，除考虑所处理含尘气体的理化性质之外，还应考虑能否达到排放标准、使用寿命、场地布置条件、水电条件、运行费、设备费以及维护管理等进行全面分析。5.6.10净化有爆炸危险的粉尘和碎屑的除尘器、过滤器及管道等，均应设置泄爆装置。净化有爆炸危险粉尘的干式除尘器和过滤器，应布置在系统的负压段上。设置泄压装置以及净化有爆炸危险粉尘的干式除尘器和过滤器的设置要求。强制条文。有爆炸危险的粉尘和碎屑，包括铝粉、镁粉、硫矿粉、煤粉、木屑、人造纤维和面粉等。由于上述物质爆炸下限较低，容易在除尘器和过滤器等处发生爆炸．为减轻爆炸时的破坏力，应设置泄压装置。泄压面积应根据粉尘等的危险程度通过计算确定。泄压装置的布置应考虑防止产生次生灾害的可能性。对于处理净化上述易爆粉尘所用的干式除尘器和过滤器，为缩短输进含有爆炸危险粉尘的风管长度，减少风管内积尘，减少粉尘在风机中摩擦起火的机会，避免因把干式除尘器布置在系统的正压段上引起漏风等，本条规定干式除尘器和过滤器应设置在系统的负压段上，并可以选用高效风机代替低效除尘风机。5.6.11用于净化有爆炸危险粉尘的干式除尘器和过滤器的布置，应符合国家现行标准《建筑设计防火规范》（GB50016）中的有关规定。净化有爆炸危险粉尘的干式除尘器和过滤器的布置要求。在国家现行标准《建筑设计防火规范》(GB50016)中，对用于净化有爆炸危险粉尘的干式除尘器的布置位置、与其他建筑的间距等均有明确的安全规定，本规范不再罗列。5.6.12对除尘器收集的粉尘或排出的含尘污水，根据生产条件、除尘器类型、粉尘的回收价值和便于维护管理等因素，必须采取妥善的回收或处理措施；工艺允许时，应纳入工艺流程回收处理。处理干式除尘器收集的粉尘时，应采取防止二次扬尘的措施。含尘污水的排放，应符合国家现行标准《污水综合排放标准》（GB8978）和《工业企业设计卫生标准》（GBZ1）的要求。5.6.13当收集的粉尘允许直接纳入工艺流程时，除尘器宜布置在行产设备（胶带运输机、料仓等）的上部。当收集的粉尘不允许直接纳入工艺流程时，应设贮尘斗及相应的搬运设备。粉尘和污水的回收处理方式。这两条是从保障除尘系统的正常运行，便于维护管理，减少二次扬尘，保护环境和提高经济效益等方面出发，并结合国内各厂矿、企业的实践经验制定的。据调查，对粉尘的处理回收方式主要有以下几种：1\n对于干式除尘器，有人工清灰、机械清灰和除尘器的排灰管直接接至工艺流程等三种。人工清灰多用于粉尘量少，不直接回收利用或无回收价值的粉尘；机械清灰包括机械输送、水力输送和气力输送等，其处理方式一般是将收集的粉尘纳入工艺流程回收处理。机械清灰的输送灰尘设施较复杂，但操作简单、可靠。排灰管直接接至工艺流程(如接到溜槽、漏斗、料仓)，用于有回收价值且能直接回收的粉尘，是一种较经济有效的方式。2对于湿式除尘器，污水处理方式一般有单独小型沉淀池、集中沉淀池和接至就近湿式作业的工艺流程的3种，沉淀池的污泥采用人工定期清理或采用机械化、半机械化清理。除尘器收集的粉尘或排出的含尘污水的回收与处理方式，直接关系到系统的正常运行、除尘救效和综合利用等方面。因此，须根据具体情况采取妥善的回收处理措施。工艺允许时，纳入工艺流程回收处理，则对于保证除尘系统的正常运行和操作维护等方面都有好处，而且往往也是经济的。5.6.14干式除尘器的卸尘管和湿式除尘器的污水排出管，必须采取防止漏风的措施。卸尘管和排污管的防漏风要求。防止卸尘管和排污管漏风的措施，是在干式除尘器的卸尘管和湿式除尘器的污水排出管上，装设有效的卸尘装置。卸尘装置(包括集尘斗、卸尘阀或水封等)是除尘设备的一个不可忽视的重要组成部分，它对除尘器的运行及除尘效率有相当大的影响。如果卸尘装置装设不好，就会使大量空气从排尘口或排污口吸入，破坏除尘器内部的气流运动，大大降低除尘效率。例如，当旋风除尘器卸尘口潮风达15％对，就会使除尘器完全失去作用。其他种类的除尘器嗣风对除尘效率的影响也是非常显著的。5.6.15吸风点较多时，除尘系统的各支管段，宜设置调节阀门。除尘系统设设调节阀的要求。对于暖风点较多的机械除尘系统，虽然在设计时进行了各并环路的压力平衡计算，但是由于设计、施工和使用过程中的种种原因，出现压力不平衡的情况实际上是难以避免的。为适应这种情况，保障除尘系统的各吸风点都能达到预期效果，因此，条文规定在各分支管段上应设置调节阀门。在吸入段风管上，一般不容许采用直插板阀，因为它容易引起堵塞。作为调节用的阀门，无论是蝶阀、调节瓣或插板阀．都必须装设在垂直管段上，如果把这类阀门装在倾斜或水平风管上，由于阀板前后产生强烈涡流，粉尘容易沉积，妨碍阀门的开关，有时还会堵塞风管。5.6.16除尘器宜布置在除尘系统的负压段。当布置在正压段时，应选用排尘通风机。除尘器的布置及通风机的选则。在设计机械除尘系统时，大都把除尘器布置在系统的负压段，其最大优点是保护通风机壳体和叶片免受或减缓粉尘的磨损，延长通风机的使用寿命。由于某种需要也有把除尘器置于系统正压段的，侧如，采用袋式除尘器时，为了节省外部壳体的金属耗量，避免因考虑漏风问题而增加除尘器的负荷，延长布袋的使用期限及便于在工作状况下进行检修等。有时把除尘器安装在正压段就具有一定的优点。在这种情况下，应选择排尘通风机。由于同普通通风机相比．排尘通风机价格较贵，效率较低，能量消耗约增加25%以上；因此，设计时应根据具体情况进行技术经济比较确定。\n5.6.17湿式除尘器有冻结可能时，应采取防冻措施。湿式除尘器的防冻措施。为了保证湿式除尘器在冬季的时候还能够正常工作，在设计上应该采取的防冻措施有：把湿式除尘器安装在采暖房间内，对除尘器壳体进行保温，对水池进行保温、加热等。5.6.18粉尘净化遇水后，能产生可燃或有爆炸危险的混合物时，不得采用湿式除尘器。对湿法除尘和湿式除尘器的限制。有些物质遇水或水蒸气时。将有燃烧或爆炸危险，如活泼金属锂、钠、钾以及氢化物、电石、碳化铝等，这类物质又称为忌水物质。有些忌水物质，如生石灰、无水氯化铝、苛性钠等，与水接触时所发生的热能将其附近可燃物质引燃着火。遇水燃烧物质根据其性质和危险性大小，可分为两极；一级遇水燃烧物质，遇水后立即发生剧烈的化学反应，单位时间内放出大量可燃气体和热量。容易引起猛烈燃烧或爆炸。例如，铝粉与镁粉混合物就是这样；二级遇水燃烧物质，遇水后反应速度比较缓慢，同时产生可燃气体，若遇点火源。即能引起燃烧，如：金属钙、锌及其某些化合物氢化钙、磷化锌等。因此规定遇水后产生可燃或有爆炸危险混合物的生产过程，不得采用湿法除尘或湿式除尘器。5.6.19当含尘气体温度高于过滤器、除尘器和风机所容许的工作温度时，应采取冷却降温措施。高温烟气的降温要求。新增条文。高温烟气进入除尘净化设备前，由于设备材料和结构对温度的限制。必须干以冷却降温。一般可分为水冷和风冷。水冷又可分为直接水冷的喷雾冷却，间接水冷的水冷式换热器等；直接风冷俗称掺冷风，间接风冷系借管外常温空气将管内烟气的热量带走而降温的冷却方式。5.6.20旅馆、饭店及餐饮业建筑物以及大、中型公共食堂的厨房，应设机械排风和油烟净化装置，其油烟排放浓度不应大于2.0mg/m3.条件许可时，宜设置集中排油烟烟道。民用建筑中厨房排烟净化要求。新增条文。规定本条是为了保证环保及室内卫生要求。对于旅馆、饭店及餐饮业建筑物以及大、中型公共食堂的厨房，应设有净化油烟的机械排风，以达到国家现行标准《饮食业油烟排放标准》(GWPB5)的规定：排放浓度不超过2MG／M3。通风机时，应根据系统的类别(低压、中压或高压系统)以及风管内的工作压力等因素，按本规范第5．8．2条的规定附加风管的漏风量，并应根据加热器、冷却器和除尘器的布置情况及系统特点等，计入设备的漏风量，如：把袋式或静电除尘器布置在除尘系统的负压段时，就应考虑除尘器本身的潺风量。由于系统的捕风量有时需要进行处理，如加热、冷却或净化等，因此在选择空气加热器、冷却器和除尘器时，应附加风管摒风量。某些除尘设备，如袋式除尘器和静电除尘器等，当布置在系统的负压段时，尚应计入道过检查孔等不严密处的渗漏风量。\n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帆的规格所限，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供应情况来看，做到这一点是不难的。5.7设备选择与布置5.7.1选择空气加热器、冷却器和除尘器等设备时，应附加风管等的漏风量。风管允许漏风量应符合本规范第5.8.2条的规定。5.7.2　选择通风机时，应考虑下列因素：1　通风机的风量应在系统计算的总风量上附加风管和设备的漏风量；注：正压除尘系统不计除尘器的漏风量。2采用定转速通风机时，通风机的压力应在系统计算的压力损失上附加10％～15％；3采用变频通风机时，通风机的压力应在系统计算的总压力损失作为额定风压，但风机电动机的功率应在计算值上再附加15％～20％；4风机的选用设计工况效率，不应低于风机最高效率的90%选择通风设备时附加漏风量的规定。在通风和空气调节系统运行过程中，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，甚至会引起室内参数（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，选通风机时，应根据系统的类别(低压、中压或高压系统)以及风管内的工作压力等因素，按本规范第5．8．2条的规定附加风管的漏风量，并应根据加热器、冷却器和除尘器的布置情况及系统特点等，计入设备的漏风量，把袋式或静电除尘器布置在除尘系统的负压段时，就应考虑除尘器本身的潺风量。由于系统的捕风量有时需要进行处理，如加热、冷却或净化等，因此在选择空气加热器、冷却器和除尘器时，应附加风管摒风量。某些除尘设备，如袋式除尘器和静电除尘器等，当布置在系统的负压段时，尚应计入道过检查孔等不严密处的渗漏风量。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帆的规格所限，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投供应情况来看，做到这一点是不难的。5.7.3输送非标准状态空气的通风、空气调节系统，当以实际容积风量用标准状态下的图表计算出的系统压力损失值，并按一般的通风机性能样本选择通风机时，其风量和风压不应修正，但电动机的轴功率应进行验算。输送非标准状态空气时选择通风机及电动机的有关规定。从流体力学原理可知，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。对于离心式和轴流式通风机，容积风量保持不变，而风压和电动机轴功率与空气密度成正比变化。目前，常用的通风管道计算表和通风机性能图表，都是按标准状态下的空气即温度一般为20℃\n，大气压力为1010HPA而编制的。当所输送的空气为非标准状态时，以实际风量借助于标准状态下的风管计算表所算得的系统压力损失；并不是系统的实际压力损失，两者有如下关系：H'p/1.2=HB/1010·(273+20)/(273+T)(9)式中H’——非标准状态下系统的实际压力损失(PA)；H——以实际风量用标准状态下的风管计算表所算得的系统压力损失(PA)；Ρ一所输送空气的实际密度(KG／M3)；B——当地大气压力(HPA)；T——风管中的空气温度(℃)。同样，非标准状态时通风机产生的实际风压也不是通风机性能图表上所标定的风压，两者也有如式(9)的关系。在通风空气调节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。为了避免不必要的反复运算，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：P_Z=(LH')/(3600·1000·η1·η2)(10)式中PZ——电动机的轴功率(KW)；L—一通风机的风量(M3／H)；H’——非标准状态下，系统的实际压力损失(PA)；η1——通风机的教率；η2——避风机的传动效率。上述道理虽然不难理解，但鉴于多年来有的设计人员在选择通风机时却存在着随意附加的现象，为此，条文中特加以规定。5.7.4当通风系统的风量或阻力较大，采用单台通风机不能满足使用要求时，宜采用两台或两台以上同型号、同性能的通风机并联或串联安装，但其联合工况下的风量和风压应按通风机和管道的特性曲线确定。不同型号、不同性能的通风机不宜串联或并联安装。通风机的并联与串联。通风机的并联与申联安装，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。井联工作的目的，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，每台运行的道风机之风量．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。\n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构不稳定区在多台通风机并联工怍对易受到扰动而恶化其工作性能；因此设计时必须慎重对待，否则不但选不到预期目的，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。在通风机联台合作的情况下，应尽量选用相同型号、相同性能的通风机并联或串联。当不同型号、不同性能的通风机并联或申联安装时，必须根据通风机和系统的风管特性曲线，确定通风机的合理组合方案，并采取相应的技术措施，以保证通风机联台工作的正常运行。5.7.5在下列条件下，应采用防爆型设备：1直接布置在有甲、乙类物质场所中的通风、空气调节和热风采暖的设备；2排除有甲、乙类物质的通风设备；3排除含有燃烧或爆炸危险的粉尘、纤维等丙类物质，其含尘浓度高于或等于其爆炸下限的25%时的设备。5.7.6排除有爆炸危险的可燃气体、蒸汽或粉尘气溶胶等物质的排风系统，当防爆通风不能满足技术要求时，可采用诱导通风装置；当其布置在室外时，通风机应采用防爆型的，电动机可采用密闭型。5.7.7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的通风设备。送风机如设置在单独的通风机室内且送风干管上设置止回阀门时，可采用非防爆型通风设备。5.7.8用于甲、乙类的场所的通风、空气调节和热风采暖的送风设备，不应与排风设备布置在同一通风机室内。用于排除甲、乙类物质的排风设备，不应与其他系统的通风设备布置在同一通风机室内。5.7.9甲、乙类生产厂房的全面和局部送风、排风系统，以及其他建筑物排除有爆炸危险物质的局部排风系统，其设备不应布置在建筑物的地下室、半地下室内。通风设备的选择与布置。第5．7．5条、第5．7．8条为强制条文。这些条文都是从保证安全的角度制定的。1直接布置在有甲、乙物质产生的场所中的通风、空气调节和热风采暖的设备，用于排除有甲、乙类物质的通风设备以及排除含有燃烧或爆炸危险的粉尘、纤维等丙类物质，其含尘浓度高于或等于其爆炸下限的25％时的设备，由于设备内外的空气中均含有燃烧或爆炸危险性物质，遇火花即可能引起燃烧或爆炸事故，为此，本规范规定，其通风机和电动机及调节装置等均应采用防爆型的。同时，当上述设备露天布置时，通风机应采用防爆型的，电动机可采用密闭型的。2空气中含有易燃易爆危险物质的房问中的送风、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。本规范规定通风机可采用普通型的。3因为甲、乙类物质场所的排风系统有可能在通风机室内泄漏，如果将通风、空气调节和热风采暖的送风设备同排风设备布置在一起，就有可能把排风设备及风管的漏风吸入系统再次被送入有甲、乙物质的场所中，因此．第5．7．8条规定用于甲、乙类物质的场所的送、排风设备不应布置在同一通风机室内。用于排除有甲、乙类物质的排风设备，不应与其他系统的通风设备布置在同一通风机室内。但可与排除有爆炸危险的局部排风的设备布置在同一通风机室内。因为排出的气体混合物均具有燃烧或爆炸危险，只是浓度大小不同，所以排风设备可布置在一起。\n4对于甲、乙类工业建筑全面和局部送风、排风系统，以及其他类排除有爆炸危险物的局部排风系统的设备，不应布置在地下室、半地下室内，这主要从安全出发，一旦发生事故便于扑救。5.7.10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。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104Ω·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。5.7.11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不允许所输送空气的温度有较显著升高或降低时；2所输送空气的温度较高时；3除尘风管或干式除尘器内可能有结露时；4排出的气体在排入大气前，可能被冷却而形成凝结物堵塞或腐蚀风管时；5湿法除尘设施或湿式除尘器等可能冻结时。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，有时还是安全生产的必要条件。条文中所列的五款是应采取保温或防冻措施的主要方面。例如，某些降温用的局部送风系统和兼作热风采暖的送风系统，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，从而选不到既定的室内参数要求。又如，苯蒸气或锅炉烟气等可能被冷却而形成凝结物堵塞或腐蚀风管。位于严寒地区和寒降地区的温式除尘器．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。5.8风管及其他5.8.1通风和空气调节系统的风管，宜采用圆形或长、短边之比不大于4的矩形截面，其最大长、短边之比不应超过10.风管的截面尺寸，宜按国家现行标准《通风与空气调节工程施工质量验收规范》（GB50243）中的规定执行。金属风管管径应为外经或外边长；非金属风管管径应为内径或内边长。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《全国通用通风管道计算表》中，圆形风管的统一规格，是根据R20系列的优先数制定的，相邻管径之间共有固定的公比(≈\n1．12)，在直径100～1000MM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。对于要求较严格的除尘系统，除以R20作为基本系列外，还有辅助系列可供选用，因此是足以满足设计要求的。另外，还根据《通风与空气调节工程施工质量验收规范》(GB50243)做了风管尺寸计量的规定。5.8.2风管漏风量应根据管道长短及其气密程度，按系统风量的百分率计算。风管漏风率宜采用下列数值：　　　　一般送排风系统5％～10％　　　　除尘系统10％～15％风管漏风量的确定。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％，除尘系统附加10％～15%。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的进风系统，和最长负压管段总长度不大于50M的排风及除尘系统。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。5.8.3通风、除尘、空气调节系统各环路的压力损失应进行压力平衡计算。各并联环路的压力损失相对差额，不宜超过下列数值：　　　　一般送排风系统15％　　　　除尘系统10％注：当通过调整管径或改变风量仍无法达到上述数值时，宜装设调节装置。系统中并联管路的阻力平衡。把通风、除尘和空气调节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。特别是对除尘系统．设置调节阀害多利少，不仅会增大系统的阻力，而且会增加管内积尘，甚至有导致风管堵塞的可能。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％，除尘系统不大于10％，相当于风量相差不太于5％。这样做既能保证通风效果，设计上也是能办到的，如在设计时难于利用调整管径达到平衡要求时，则以装设调节阀门为宜。5.8.4除尘系统的风管，应符合下列要求：1宜采用明设的圆形钢制风管，其接头和接缝应严密、平滑；2除尘风管最小直径，不应小于以下数值：细矿尘、木材粉尘80mm较粗粉尘、木屑100mm粗粉尘、粗刨花130mm3风管宜垂直或倾斜敷设。倾斜敷设时，与水平面的夹角应大于45°；小坡度或水平敷设的管段不宜过长，并应采取防止积尘的措施；4支管宜从主管的上面或侧面连接；三通的夹角宜采用15°～45°；5在容易积尘的异形管件附近，应设置密闭清扫孔。陈尘系坑的风管。1强调了风管宜明设，且其接头和接缝处应严密、平滑，以减少漏风量、防止尘埃堵塞风管。2\n除尘风管直径，根据所输送的含尘粒径的太小，做了最小直径的补充规定。以防产生堵塞问题。3除尘风管以垂直或倾斜敷设为好。但考虑到客观条件的限制。有些场合不得不水平敷设，尤其大管径的风管倾斜敷设就比较困难。倾斜敷设时，与水平面的夹角越大越好，因此。规定应大于45°，为了减少积尘的可能，本款强调了应尽量缩短小坡度或水平敷设的管段。4支管执主管的上面连接比较有利。但是施工安装不方便，鉴于具体设计中支管从主管底部连接的情况也不少，所以本款规定为“宜”。对于三通管夹角。考虑到大风管常采用45夹角的三通．除尘风管的三通夹角也可以用到45°，因此，本款规定三通夹角宜采用15°～45°。5.8.5输送高温气体的风管，应采取热补偿措施。输送高温气体风管的热补偿。新增条文。强制条文。5.8.6一般生产厂房的机械通风系统，其风管内的风速，宜按表4.7.10采用。表5.8.6风管内的风速（m/s）风管类别钢板及塑料风管砖及混凝土风道干管6－144－12支管2－82－6机械通风风管的风速。本条表中所给出的通风系坑风管内的风速，是基于经济流建和防止在风管中产生空气动力噪声等因素，参照国内外有关资料测定的。对于一般工业建筑的机械通风系统，因背景噪声较大、系统本身无消声要求．即使接表中较大的经济流速取值，也能达到允许噪声标堆的要求。对于某些有消声要求的通风、空气调节系统，风管内的风速尚应符合本规范第9．1节中的相关规定。5.8.7通风设备、风管及配件等，应根据其所处的环境和输送的气体或粉尘的温度、腐蚀性等，采取防腐材料制作或采取相应的防腐措施。通风设备和风管的防腐。规定本条的目的，是为了防止或延缓通风设备和风管的腐蚀，延长使用寿命。据调查，有些输送强烈腐蚀性气体的通风系统，由于防腐措施不力，通风机和风管等使用根短一段时间就报废了，不但影响生产，恶化工作条件，而且很浪费，给维护管理也增加了负担，在这种情况下，应尽量采用塑料、玻璃钢、不锈钢等防瘸材料制作的通风机和风管。如因条件限制，则应根据具体情况采取有效的防腐措施，如涂防腐油漆、村橡胶、喷涂防腐层等。5.8.8建筑物内的热风采暖、通风与空气调节系统的风管布置，防火阀、排烟阀等的设置，均应符合国家现行有关建筑设计防火规范的要求。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》(GB50016及《高层民用建筑设计防火规范》(GB50045)中，对风管的布置、防火阀、排风阀的设置要求均有详细的规定，本规范不再另行规定。5.8.9甲、乙、丙类工业建筑的送风、排风管道宜分层设置。当水平和垂直风管在进入车间处设置防火阀时，各层的水平或垂直送风管可合用一个送风系统。甲、乙、丙类工业建筑送排风管道的布置。本条文是根据《建筑设计防火规范》(GB50016)中的有关条文规定的，目的是为了防止一旦发生火灾时火势沿风管蔓延，扩大灾害范围。5.8.10通风和空气调节系统的风管，应采用不燃材料制作。接触腐蚀性气体的风管及柔性接头，可采用难燃材料制作。\n风管材料。规定本条的目的，是为了防止火灾蔓延。有些工业建筑所排出的气体腐蚀性较大，需要用硬聚氯乙烯塑料等材料制作风管以及风管的柔性接头处难以采用不燃材料制作，因此规定在这些情况下，风管及挠性接头可用难燃材料制作。5.8.11用于甲、乙类工业建筑的排风系统，以及排除有爆炸危险物质的局部排风系统，其风管不应按设，亦不应布置在建筑物的地下室、半地下室内。甲、乙类工业建筑排风管道的布置。规定本条的目的，是防止一旦风管爆炸时破坏建筑物并为了便于检修。5.8.12甲、乙、丙类生产厂房的风管，以及排除有爆炸危险物质的局部排风系统的风管，不宜穿过其他房间。必须穿过时，应采用密实焊接、无接头、非燃烧材料制作的通过式风管。通过式风管穿过房间的防火墙、隔墙和楼板处应用防火材料封堵。5.8.13排除有爆炸危险物质和含有剧毒物质的排风系统，其正压管段不得穿过其他房间。排除有爆炸危险物质的排风管上，其各支管节点处不应设置调节阀，但应对两个管段结合点及各支管之间进行静压平衡计算。排除含有剧毒物质的排风系统，其正压管段不宜过长。有爆炸危险物质和含有剧毒物质的排风系统管道设置要求。通过式风管穿过建筑物的墙、隔断和楼板处应用防火材料密封，是为了保证被穿越的围护结构具有规定的耐火极限。对排除剧毒物质排风系统的正压管段长度加以限制，并规定该系统的正压管段不得穿过其他房间，目的是为了防止因剧毒物质泄出而污染其他房间和毒害人体。排除有爆炸危险物质的排风管各支管节点处不应设置调节阀，以免在间歇使用时关闭阀门处聚集有爆炸危险的气体浓度达到爆炸浓度，一旦开机运行时引起爆炸。5.8.14有爆炸危险厂房的排风管道及排除有爆炸危险物质的风管，不应穿过防火墙，其他风管不宜穿过防火墙和不燃性楼板等防火分隔物。如必须穿过时，应在穿过处设防火阀。在防火阀两侧各2m范围内的风管及其保温材料，应采用不燃材料。风管穿过处的缝隙应用防火材料封堵。风管的敷设。规定本条的目的，是为了尽量缩小灾害事故的涉及范围。5．8．15～5．8．19风管敷设安全事宜。第5．8．15条为强制条文。1可燃气体(煤气等)、可燃液体(甲、乙、丙类液体)、排风营道和电线等，由于某种原因常引起火灾事故。为防止火势通过风管蔓延。因此规定：这类管道及电线不得穿过风管的内腔，也不得沿风管的外壁敷设；可燃气体或可燃液体管道不应穿过通风机室。2为防止某些可燃物质同热表面接触引起自燃起火及爆炸事故，因此规定，热媒温度高于110℃的供热管道不应穿过排除有燃烧或爆炸危险物质的风管，也不得沿其外壁敷设。有些物质自燃点较低，如二硼烷、磷化氢、二硫化碳和硝酸乙酯等，为安全规定同这些物质接触的供热管道和热媒温度不应高于相应物质自燃点的80％。3为防止外表面温度超过80℃\n的风管，由于辐射热及对流热的作用导致输送有燃烧或爆炸危险物质的风管及管道表面温度升高而发生事故，规定两者的外表面之间应保持一定的安全距离(以外表面温度稍高于80℃为例，其间距不宜小于O．3M)；互为上下布置时，表面温度较高者应布置在上面。4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。因此规定：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小高于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。5.8.15可燃气体管道、可燃液体管道和电线、排水管道等，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，不应穿过通风机室。5.8.16热媒温度高于110°C的供热管道不应穿过输送有爆炸危险混合物的风管，亦不得沿上述风管外壁敷设；当上述风管与热媒管道交叉敷设时，热媒温度应至少比有爆炸危险的气体、蒸汽、粉尘或其溶胶等物质的自燃点（°C）低20%。5.8.17外表面温度高于80°C的风管和输送有爆炸危险物质的风管及管道，其外表面之间，应有必要的安全距离；当互为上下布置时，表面温度较高者应布置在上面。5.8.18输送温度高于80°C的空气或气体混合物的风管，在穿过建筑物的可燃或难燃烧体结构处，应保持大于150mm的安全距离或设置不燃材料的隔热层，其厚度应按隔热层外表面温度不超过80°C确定。5.8.19输送高温气体的非保温金属风管、烟道，沿建筑物的可燃或难燃烧体结构敷设时，应采取有效的遮热防护措施并保持必要的安全距离。5.8.20当排除含有氢气或其他比空气密度小的可燃气体混合物时，局部排风系统的风管，应沿气体流动方向具有上倾的坡度，其值不小于0.005.关于风管坡向的规定。为防止比空气轻的可燃气体混合物在风管内局部积存，使浓度增高发生事故，因此规定水平风管应顺气流方向有一定的向上坡度。5.8.21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水装置。通风系统捧除凝结水的措施。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一定的坡度并在风管的最低点和通风机的底部排除凝结水。5.8.22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。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。5.8.23通风系统中、低压离心式通风机，当其配用的电动机功率小于或等于75KW，且供电条件允许时，可不装设仅为启动用的阀门。通风机启动阀门的设置。\n此规定依据两点：一是把通风机的范围局限于通风、空气调节系统常用的中、低压离心式通风机；二是强调供电条件是否允许。一般情况下，电动机的直接启动与供电系统的电源和线路有直接关系。电动机的启动电流约为正常运行电流的6～7倍，这样的电流波动一般对大型变电站影响不大，对负荷小的变电站有时会造成一定的影响。如供电变压器的容量为180KV·A时，允许直接启动的鼠笼型异步电动机的最大功率为40KW(启动时允许电压降为10％)和55KW(启动时允许电压降为15％)。一台75KW的电动机，需要具有320KV·A的变压器方可直接启动。对于大、中型工厂来说，这当然是没有问题的。由于我国在城市供电设计上要求较高，电压降允许值一般为5％～10％，其他如供电线路的长短、启动方式等均与供电设计有密切关系，因此本条规定了“供电条件允许”这样的前提。5.8.24与通风机等振动设备连接的风管，应装设扰性接头。对通风设备接管的要求。与通风机、空气调节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挠性接头，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。这样既使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。5.8.25对排除有害气体或含有粉尘的通风系统，其风管的排风口宜采用锥形风帽或防雨风帽。对排除有害气体或含尘系统的排风口要求。新增条文。对于排除有害气体或含有粉尘的通风系统的排风口，宜采用锥形风帽或防雨风管，目的是把这些有害物排入高空，以利于稀释。　6空气调节6.1一般规定6.1.1符合下列条件之一时，应设置空气调节：1采用暖通通风达不到人体舒适标准或室内热湿环境要求时；2采用暖通通风达不到工艺对室内温度、湿度、洁净度等要求时；3对提高劳动生产率和经济效益有显著作用时；4对保证身体健康、促进康复有显著效果时；5采用暖通通风虽能达到人体舒适和满足室内热湿环境要求，但不经济时；6.1.2在满足工艺要求的条件下，宜减少空气调节区的面积散热、散湿设备。当采用局部空气调节或局部区域空气调节能满足要求时，不应采用全室性空气调节。有高大空间的建筑物，仅要求下部区域保持一定的温湿度时，宜采用分层式送风或下部送风的气流组织方式。6.1.3空气调节区内的空气压力应满足下列要求：1工艺性空气调节，按工艺要求确定；2舒适性空气调节，空气调节区与室外的压力差或空气调节区之间有压差要求时，其压差值宜取5-10Pa，但不应大于50Pa。6.1.4空气调节区宜集中布置。室内温湿度基数和使用要求相近的空气调节区宜相邻布置。6.1.5围护结构的传热系数，应根据建筑物的用途和空气调节的类别，通过技术经济比较确定。对于工艺性空气调节不应大于表6.1.5所规定的数值；对于舒适性空气调节，应符合国家现行有关节能设计标准的规定。表6.1.5围护结构传热系数K值W/(m2.°C)围护结构名称室温允许波动范围（°C)\n±0.1-0.2±0.5≥±1.0屋顶0.8顶棚0.50.80.9外墙0.81.0内墙和楼板0.70.91.2注：表中内墙和楼板的有关数值，仅使用于相邻空气调节区的温差大于3°C时。2确定围护结构的传热系数时，尚应符合本规范第4.1.8条的规定。6.1.6工艺性空气调节区，当室温允许波动范围小于或等于±0.5°C时，其围护结构的热惰性指标D值，不应小于表6.1.6的规定。表6.1.6围护结构热惰性指标D值围护结构名称室温允许波动范围（°C)±0.1-0.2±0.5屋顶4顶棚3外墙436.1.7工艺性空气调节区的外墙、外墙朝向及其所在层次，应符合表6.1.7的要求。表6.1.7外墙、外墙朝向及在层次室温允许波动范围（°C)外墙外墙朝向层次≥±1.0宜减少外墙宜北向宜避免在顶屋±0.5不宜有外墙如有外墙时，宜北向宜底层±0.1-0.2不应有外墙宜底层注：1室温允许波动范围小于或等于±0.5°C的空气调节区，宜布置在室温允许波动范围较大的空气调节区之中，当布置在单层建筑物内时，宜设通风屋顶。2本条和本规范第6.1.9条规定的“北向”，适用于北纬23.5°以北的地区；北纬23.5°以南的地区，可相应地采用南向。6.1.8空气调节建筑的外窗面积不宜过大。不同窗墙面积比的外窗，其传热系数应符合国家现行有关节能设计标准的规定；外窗玻璃的遮阳系数，严寒地区宜大于0.80，非严寒地区宜小于0.65或采用外遮阳措施。室温允许波动范围大于或等于±1.0°C的空气调节区，部分窗扇应能开启。6.1.9工艺性空气调节区，当室温允许波动范围大于±1.0°C时，外窗宜北向；±1.0°C时，不应有东、西向外窗；±1.5°C时，不宜有外窗，如有外窗时，应北向。6.1.10工艺性空气调节区的门和门斗，应符合表6.1.10的要求。舒适性空气调节区开启频繁的外门，宜设门斗、旋转门或弹簧门等，必要时可设置空气幕。表6.1.10门和门斗室温允许波动范围（°C)外门和门斗内门和门斗≥±1.0不宜设置外门，如有经常开启的外门，应设门斗门两侧温差大于或等于7°C时，宜设门斗±0.5不应有外门，如有外门时，必须设门斗门两侧温差大于3°C时，宜设门斗±0.1-0.2内门不宜通向室温基数不同或室温允许波动范围大于±1.0°C的邻室\n注：外门门缝应严密，当两侧的温差大于或等于7°C时，应采用保温门。6.1.11选择确定功能复杂、规模很大的公共建筑的空气调节方案时，宜通过全年能耗分析和投资及运行费用等的比较，进行优化设计。6.2负荷计算6.2.1除方案设计或初步设计阶段可使用冷负荷指标进行必要的估算之外，应对空气调节区进行逐时的冷负荷计算。逐时冷负荷计算的要求。新增条文。强制条文。近些年来，全国各地暖通工程设计过程中滥用单位冷负荷指标的现象十分普遍。估算的结果当然总是偏大，并由此造成“一大三大”的后果，即总负荷偏大，从而导致主机偏大、管道输送系统偏大、末端设备偏大。由此给国家和投资者带来巨大损失，给节能和环保带来的潜在问题也是显而易见的。因此，规范必须对这个问题有个明确的规定。6.2.2空气调节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透过外窗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。空气调节区的夏季得热量。在计算得热量时，只能计算空气调节区域得到的热量(包括空气调节区自身的得热量和由空气调节区外传入的得热量，例如：分层空气调节中的对流热转移和辐射热转移等)，处于空气调节区域之外的得热量不应计算。因此取消原条文中的“室内”二字。明确指出食品的散热量应予以考虑．因为该项散热量对于若干民用建筑(如饭店，宴会厅等)的空气调节负荷影响颇大。6.2.3空气调节区的夏季冷负荷，应根据各项得热量的种类和性质以及空气调节区的蓄热特性，分别进行计算。通过围护结构进入的非稳态传热量、透过外窗进入的太阳辐射热量、人体散热量以及非全天使用的设备、照明灯具的散热量等形成的冷负荷，应按非稳态传热方法计算确定，不应将上述得热量的逐时值直接作为各相应时刻冷负荷的即时值。空气调节区的夏季冷负荷。提升条文的严格程度，将“宜”改为“应”。得热量与冷负荷是两个不同的概念。不能再留混淆余地。本条从现代负荷计算方法的基本原理出发，规定了计算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；明确规定了应按非稳态传热方法进行负荷计算的各种得热项目。\n以空气调节房间为例，通过围护结构进入房间的，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气调节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，选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气调节系统的送风消除，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……在多次放热过程中，由于房间及陈设的蓄热——放热作用，得热当中的辐射成分逐新转化为对流成分，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，这对于削减空气调节设计负荷有重要意义。6.2.4计算围护结构传热量时，室外或邻室计算温度，宜按下列情况分别确定：1对于外窗，采用室外计算逐时温度，按本规范第3.2.10条式（3.2.10-1）计算。2 对于外墙和屋顶，采用室外计算逐时综合温度，按式(6.2.4-1)计算：tzs = tsh+(ΡJ)/(αw)(6.2.4-1)式中  tzs——夏季空气调节室外计算逐时综合温度(°C)；      tsh——夏季空气调节室外计算逐时温度(°C)，按本规范第3.2.10条的规定采用；      Ρ——围护结构外表面对于太阳辐射热的吸收系数；      J——围护结构所在朝向的逐时太阳总辐射照度(W／M2)；   αw——围护结构外表面接热系数[W／(M2)]。    3  对于室温允许波动范围大于或等于±1．0°C的空气调节区，其非轻型外墙的室外计算温度可采用近似室外计算日平均综合温度，按式(6.2.4—2)计算；tzp =twp+(ΡJp)/(αw)(6.2.4-2)式中  tzp ——夏季空气调节室外计算日平均综台温度(°C)；      twp——夏季空气调节室外计算日平均温度(°C)，按本规范第3.2.9条的规定采用;     Jp——闻护结构所在朝向太阳总辐射照度的日平均值(W／M2)；     Ρ、αw——同式(6．2．4一L)。    4对于隔墙、楼板等内围护结构，当邻室为非空气调节区时，采用邻室计算平均温度，按式(6．2．4—3)计算：tls =twp+△tls(6.2.4-3)式中 tls——邻室计算平均温度(°C);      twp——同式(6．2．4—2)；△tls——邻室计算平均温度与夏季空气调节室外计算日平均温度的差值(°C)，宜按表6．2．4采用。表6.2.4温度的差值(°C)邻室散热量△tls很少（如办公室和走廊等）0-2＜23323-1165室外或邻室计算温度。6.2.5外墙和屋顶传热形成的逐时冷负荷，宜按式(6.2.5)计算：CL = KF (twl –tn)(6.2.5)式中  CL—折墙或屋顶传热形成的逐时冷负荷(W)；      K一一传热系数[W／(M2·°C)]；      F一一传热面积(M2)；\n      twl——外墙或屋顶的逐时冷负荷计算温度(°C)，根据建筑物的地理位置、朝向和构造、外表面颜色和粗糙程度以及空气调节区的蓄热特性，可按本规范第 6.2.4条确定的TZS值，通过计算确定；     tn——夏季空气调节室内计算温度(°C)。注：当屋顶处于空气调节区之外时．只计算屋顶传热进凡空气调节区的辐射部分形成的冷负荷；6.2.6  对于室温允许波动范围太于或等于土1.0°C的空气调节区，其非轻型外墙传热形成的冷负荷，可近似按式(6.2.6)计算。CL = KF (tzp-tn)(6.2.6)式中CL.K.F.tn——同式(6．2．5)；       tzp——同式(6．2．4—2)。6.2.7  外窗温差传热形成的逐时冷负荷，宜按式(6.2.7)计算：CL = KF(twl-tn)(6.2.7)式中  CL——外窗温差传热形成的逐时冷负荷(W)；     twl——外窗的逐时冷负荷计算温度(°C)，根据建筑物的地理位置和空气调节区的蓄热特性，按本规范第3.2.10条确定的tsh值，通过计算确定；K、F、tn——同式(6．2．5)。外墙、屋顶和外窗传热形成的逐时冷负荷。6．2．5条对于原条款增加“注”，提醒设计人员在进行局部区域空气调节负荷计算时，不要把不处于空气调节区的屋顶形成的负荷全部考虑进去。冷负荷计算温度的确定过程比较复杂，而且有不同的计算方法，国内一些技术手册中均有现成的表格可查。在此必须说明，本条用冷负荷计算温度计算冷负荷的公式，是基于国内各种计算方法的一种综合的表达形式，并不是特指某一种具体计算方法。对于一般要求的空气调节区，由于室外扰动因素经历了围护结构和空气调节区的双重衰减作用，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平均综合温度代替冷负荷计算温度。6.2.8  空气调节区与邻室的夏季温差大于3°C时，宜按式(6.2.8)计算通过隔墙、楼板等内围护结构传热形成的冷负荷：CL= KF(tls-tn)(6.2.8)式中 CL——内围护结构传热形成的冷负荷(W)；K、F、tn一同式(6.2.5)；tls——同式(6.2.4—3)。内围护结构传热形成的冷负荷。当相邻空气调节区的温差大于3℃时。通过隔墙或楼板等传热形成的冷负荷，在空气调节区的冷负荷中占有一定比重，在某些情况下是不宜忽略的，因此做了本条规定。6.2.9  舒适性空气调节区，夏季可不计算通过地面传热形成的冷负荷。工艺性空气调节区，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。地面传热形成的冷负荷。对于工艺性空气调节区，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。\n对于舒适性空气调节区，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。6.2.10  透过玻璃窗进入空气调节区的太阳辐射热量，应根据当地的太阳辐射照度、外窗的构造、遮阳设施的类型以及附近高大建筑或遮挡物的影响等因素，通过计算确定。透过玻璃窗进人的太阳辐射热量。对于有外窗的空气调节区，透过玻璃窗进入室内的太阳辐射热形成的冷负荷．在空气调节区总负荷中占有举足轻重的地位。因此，正确计算透过窗户进入室内的太阳辐射热量十分重要。本规范附录B所列夏季透过标准窗玻璃的太阳辐射照度，是针对裸露的单位净面积标准窗玻璃给出的。对于实际使用的玻璃窗，当计算其透过太阳辐射热量时，则不但要考虑窗框、窗玻璃种类及窗户层数的影响，更重要的是要考虑各种遮阳物的影响，其中包括内遮阳设施、外遮阳设施(包括窗洞、窗套的遮阳作用)以及位于空气调节建筑物附近的高大建筑物和构筑物的影响。一些遮阳设备的遮阳作用，则应通过建筑光学中关于阴影的计算方法加以考虑。6.2.11  透过玻璃窗进入空气调节区的太阳辐射热形成的冷负荷，应根据本规范第6.2.10条得出的太阳辐射热量，考虑外窗遮阳设施的种类、室内空气分布特点以及空气调节区的蓄热特性等因素，通过计算确定。透过玻璃窗进人的太阳辐射热形成的冷负荷。提升严格程度，将“宜”改为“应”，并使表述更确切。本规范第6．2．3条的说明所述，由于透过玻璃窗进人空气调节区的太阳辐射热量随时间变化，而且其中的辐射成分又随着遮阳设施类型和窗面送风状况的不同而异，因此，这项得热量形成的冷负荷，应根据实际采用的遮阳方法、窗内表面空气流动状态以及空气调节区的蓄热特性计算确定。由于计算过程比较复杂，可直接使用专门的计算表格或计算机程序求解。6.2.12  确定人体、照明和设备等散热形成的冷负荷时，应根据空气调节区蓄热特性和不同使用功能，分别选用适宜的人员群集系数、设备功率系数、同时使用系数以及通风保温系数，有条件时宜采用实测数值。      当上述散热形成的冷负荷占空气调节区冷负荷的比率较小时，可不考虑空气调节区蓄热特性的影响。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气调节区的热工状况，按照负荷计算理论，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”，系指人员的年龄构成、性别构成以及密集程度等情况的不同而考虑的折减系教。年龄不同和性别不同，人员的小时散热量就不同。例如成年女子的散热量约为成年男子散热量的85％，儿童散热量相当于成年男子散热量的75％。设备的“功率系数”，系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”，系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。6.2.13  空气调节区的夏季计算散湿量，应根据下列各项确定:\n1  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  各种潮湿表面、液面或液流的散湿量；  5  食品或其他物料的散湿量；  6  设备散湿量。空气调节区的夏季散湿量。空气调节区的计算散湿量，直接关系到空气处理过程和空气调节系统的冷负荷。把散湿量的各个项日一一列出，单独形成一条，是为了把湿量问题提得更加明确，并且与本规范6．2．2条8款相呼应，强调了与显热得热量性质不同的各项有关的潜热得热量。6.2.14  确定散湿量时，应根据散湿源的种类，分别选用适宜的人员群集系数、同时使用系数以及通风系数。有条件时，应采用实测数值。散湿量的计算。本条所说的人员“群集系数”，指的是集中在空气调节区内的各类人员的年龄构成、性别构成和密集程度不同而使人均小时散湿量发生变化的折减系数。例如儿童和成年女子的散湿量约为成年男子相应散湿量的75％和85％。考虑人员群集的实际情况，将会把以往计算偏大的湿负荷减低下来。“通风系数”，系指考虑散湿设备有无排风设施而采用的散湿量折减系数。当按照本规范第6．2．12条从有关工具书中查找通风保湿系数时，“设备无保温”情况下的通风保温系数值，即为本条文的通风系数值。6.2.15  空气调节区的夏季冷负荷．应按各项逐时冷负荷的综合最大值确定。      空气调节系统的夏季冷负荷。应根据所服务空气调节区的同时使用情况、空气调节系统的类型及调节方式，按各空气调节区逐时冷负荷的综合最大值或各空气调节区夏季冷负荷的累计值确定．并应计入各项有关的附加冷负荷。空气调节区和空气调节系统的夏季冷负荷。强制条文。根据空气调节区的同时使用情况、空气调节系统类型及控制方式等各种情况的不同．在确定空气调节系统夏季冷负荷时，主要有两种不同算法：一个是取同时使用的各空气诵节区逐时冷负荷的综合最大值，即从各空气调节区逐时冷负荷相加之后得出的数列中找出的最大值；一个是取同时使用的各空气调节区夏季冷负荷的累计值，即找出各空气调节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。例如：当采用变风量集中式空气调节系统时，由于系统本身具有适应各空气调节区冷负荷变化的调节能力，此时即应采用各空气调节区逐时冷负荷的综合最大值；当末端设备没有室温控制装置时，由于系统本身不能适应各空气调节区冷负荷的变化，为了保证最不利情况下达到空气调节区的温湿度要求，即应采用各空气调节区夏季冷负荷的累计值。所谓附加冷负荷，系指新风冷负荷，空气通过风机、风管的温升引起的冷负荷，冷水通过水泵、水管、水箱的温升引起的冷负荷以及空气处理过程产生冷热抵消现象引起的附加冷负荷等。6.2.16空气调节系统的冬季热负荷，宜按本规范第4.2节的规定计算；室外计算温度，应按本规范第3.2.5条的规定计算。空气调节系统的冬季热负荷。\n空气调节区的冬季热负荷和采暖房间的热负荷，计算方法是一样的，其是当空气调节区有足够的正压时，不必计算经由门窗缝隙渗入室内冷空气的耗热量。但是，考虑到空气调节区内热环境条件要求较高，区内温度的不保证时间应少于。-般采暖房间，因此，在进取室外计算温度时，规定采用平均每年不保证1天的温度值，即应采用冬季空气调节室外计算温度。6.3空气调节系统6.3.1选择空气调节系统时，应根据建筑物的用途、规模、使用特点、负荷变化情况与参数要求、所在地区气象条件与能源状况等，通过技术经济比较确定。选择空气调节系统的原则。本条是选择空气调节系统的总原则，其目的是为了在满足使用要求的前提下，尽量做到一次投资省、系统运行经济、减少能耗。6.3.2属下列情况之一的空气调节区，宜分别或独立设置空气调节风系统：1使用时间不同的空气调节区；2温湿度基数和允许波动范围不同的空气调节区；3对空气的洁净要求不同的空气调节区；4有消声要求和产生噪声的空气调节区；5空气中含有易燃易爆物质的空气调节区；6在同一时间内必须分别进行供热和供冷的空气调节区。空气调节风系统的划分。1将原规范中对工艺性空气调节系统的要求扩展到一般的空气调节系统。考虑到设计中经常将不同要求的空气调节区放置在一个空气调节系统中，难以控制，影响使用，所以不强调室内参数及要求相近的空气调节区可划为同一系统，而强调不同要求的空气调节区宜分别设置空气调节风系统，但不包括变风量空气调节系统。2增加了第3款对空气的洁净要求不同的空气调节区的要求。3增加第5款，强调了对空气中含有易燃易爆物质的空气调节区的要求，具体做法应遵循有关的防火设计规范。4第6款同一时段需供冷和供热的空气调节区，是指不同朝向空气调节区、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，常常外区需送热时，内区因过热需全年送冷；过渡季节朝向不同的空气调节区也常需要不同的送风参数，推荐按不同区域分别设置空气调节风系统，易于调节及满足使用要求。6.3.3全空气空气调节系统应采用但风管式系统。下列空气调节区宜采用全空气定风量空气调节系统：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。全空气定风量空气调节系统的选择设计。1\n全空气系统存在风管占用空间较大的缺点，但人员较多的空气调节区新风比例较大。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气调节负荷和风量较大，便于独立设置空气调节风系统。因而不存在多空气凋节区共用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，必要时可实现全新风送风．能够获得较大的节能效果；全空气系统的设备集中，便于维修管理。因此，推荐在剧院、体育馆等人员较多的大空间建筑中采用。2全空气定风量系统易于消除噪声、过滤净化和控制空气调节区温湿度，且气流组织稳定，因此，推荐用于要求较高的工艺性空气调节系统。3一般情况下，在全空气空气调节系统(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，因该系统热量互相抵消，不符合节能原则。6.3.4当各空气调节区热湿负荷变化情况相似，采用集中控制，各空气调节区温湿度波动不超过允许范围时，可集中设置共用的全空气定风量空气调节系统。需分别控制各空气调节区室内参数时，宜采用变风量或风机盘管等空气调节系统，不宜采用末端再热的全空气定风量空气调节系统。多空气调节区共用全空气定风量空气调节系统的选择设计。由于集中设置各空气调节区共用的全空气定风量系统，难以分别控制室内参数，采用末端再加热又会使冷热相互抵消，不节能，因此，推荐在负荷变化情况相似的多空气调节区共用系统中采用。当各空气调节区需分别控制．对室内参数，尤其是湿度的波动范围要求不高的舒适性空气调节，宜采用变风量或风机盘管等空气调节系统，不推荐采用再热。6.3.5当空气调节区允许采用较大送风温差或室内散湿量较大时，应采用具有一次回风的全空气定风量空气调节系统。一次回风系统的选摔。目前，定风量系统多采用改变冷热水水量控制送风温度，而不常采用变动一、二次回风比的复杂控制系统，且变动一、二次回风比会影响室内相对湿度的稳定，也不适用于散湿量大、温湿度要求严格的空气调节区；因此，在不使用再热的前提下，一般工程推荐系统简单、易于控制的一次回风系统。采用下送风方式的空气调节风系统以及洁净室的空气调节风系统(按洁净要求确定的风量，往往大于以负荷和允许送风温差计算出的风量)，其允许进风温整都较小，为避免再热量的损失，也可以使用二次回风系统。6.3.6当多个空气调节区合用一个空气调节风系统，各空气调节区负荷变化较大、低负荷运行时间较长，且需要分别调节室内温度，在经济、技术条件允许时，宜采用全空气变风量空气调节系统。当空气调节区允许温湿度波动范围小或噪声要求严格时，不宜采用变风量空气调节系统。变风量空气调节系统的选择．1变风量空气调节系统具有控制灵活、卫生、节约电能等特点，在国外已得到广泛的应用，近年来在我国研制和使用也有所发展，因此．本规范对其适用条件和要求做出了规定。尤其是常年需送冷的内区，出于没有多变的建筑围护结构负荷，靠送风量的变化，以相对恒定的送风温度，基本上可满足其负荷变化；而空气调节外区房间就较复杂，一些季节为满足备房间和各区域的不同要求，常送入较低温度的一次风，需要供热的空气调节区靠末端装置上的再热盘管加热，当送入的冷空气靠制冷机冷却时，再热盘管将形成冷热抵消；因此，需全年送冷的内区更适宜变风量系统。2变风量系统比其他空气调节系统造价高，比风机盘管加新风系统占据空间大，是采用的限制条件。3\n由于变风量系统的风量变化范围有一定的限制，且湿度不易控制，因此，规定不宜用在温湿度精度要求高的工艺性空气调节区；变风量系统末端装置由于控制等需要较高的风速风压，末端阀门的节流及设小风机等，都会产生较高噪声；因此，不适用于播音室等噪声要求严格的空气调节区。6.3.7采用变风量空气调节系统时，应符合下列要求：1风机采用变速调节；2采取保证最小新风量要求的措施；3当采用变风量的送风末端装置时，送风口应符合本规范第6.5.2条的规定。变风量空气调节系统的设计。新增条文。1对变风量空气调节系统，要求采用风机调建改变系统风量，以达到节能的目的；不应采用恒速风机通过改变送风阀和回风阀的开度实现变风量等简易方法。2当进风量减少时，新风量也随之减少，会产生新风不满足卫生要求的后果；因此，强调应采取保证最小新风量的措施。3变风量的末端装置是指送风口处的风量是变化的。不包括送风口处风量恒定的串联式风机驱动型等末端装置。当送风口处风量变化时，如果送风口选择不当，会影响到室内室气分布。但是，采用串联式风机驱动型等末端装置时，则不存在上述问题。6.3.8全空气空气调节系统符合下列情况之一时，宜设回风机：1不同季节的新风量变化、其他排风出路不能适应风量变化要求；2系统阻力较大，设置回风机经济合理。设置进风机、回风机的双风机空气调节系统的选择。仅有送风机的单风机空气调节系统简单、占地少、一次投资省、运转耗电量少，因此，常被采用。在需要变换新风、回风和排风量时，单风机空气调节系统存在调节困难、空气调节处理机组容易漏风等缺点：在系统阻力大时，风机风压高，耗电量大，噪声也较大。因此，宜采用双风机空气调节系统。6.3.9空气调节区较多、各空气调节区要求单独调节，且建筑层高较低的建筑物，宜采用风机盘管加新风系统。经处理的新风宜直接送入室内。当空气调节区空气质量和温、湿度波动范围要求严格或空气中含有较多油烟等有害物质时，不应采用风机盘管。风机盘管加新风系统的选择设计。1风机盘管系统具有各空气调节区可单独调节，比全空气系统节省空间，比带冷源的分散设置的空气调节器和变风量系统造价低廉等优点；目前，仍在宾馆客房、办公室等建筑中大量采用；因此，推荐使用。2“加新风系统”是指新风需经过处理，达到一定的参数要求，有组织地送入室内。如果新风与风机盘管吸入口相接或只送到风机盘管的回风吊顶处，将减少室内的通风量，当风机盘管风机停止运行时，新风有可能从带有过滤器的回风口吹出，不利于室内卫生；新风和风机盘管的送风混合后再送入室内的情况，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，推荐新风直接进入室内。3风机盘管加新风系统存在着不能严格控制室内温湿度，常年使用时．冷却盘管外部因冷凝水而滋生微生物和病菌，恶化室内空气等缺点。因此，对温湿度和卫生等要求较高的空气调节区限制使用。4由于风机盘管对空气进行循环处理，一般不做特殊的过滤，所以不应安装在厨房等油烟较多的空气调节区，否则会增加盘管风阻力及影响传热。6.3.10经技术经济比较合理时，中小型空气调节系统可采用变制冷剂流量分体式空气调节系统。该系统全年运行时，宜采用热泵式机组。在同一系统中，当同时有需要分别供冷和供热的空气调节区时，宜选择热回收式机组。\n制冷剂流量分体式空气调节系统不宜用于振动较大，油污蒸汽较多以及产生电磁波或高频波的场所。变制冷剂流量分体式空气调节系统的选择。新增条文。1变制冷剂流量分体式空气调节系统是日本首先研制推出的。其主要工作原理是：室内温度传感器控制室内机制冷剂管道上的电子膨胀阀，通过制冷剂压力的变化，对室外机的制冷压缩机进行变频调速控制或改变压缩机的运行台数、工作气缸数、节流阀开度等，使系统的制冷剂流量变化，达到制冷或制热量随负荷变化的目的。日本大金工业株式会社将这种空气调节方式注册为“VRV(VARIABLEREFRIGERANTVOLUME)系统”。2由于该空气调节方式没有空气调节水系统和冷却水系统，系统简单、不需机房面积，管理灵活，可以热回收，且自动化程度较高，近年已在国内一些工程中采用。条文中的中小型空气调节系统，是指中小型建筑物采用集中空气调节方式或较大型的建筑物由于管理等方面的要求，需要按建筑物用途分成若干中小型集中空气调节系统等情况。3该系统一次投资较高，空气净化、加湿，以及大量使用新风等比较困难；因此．应经过技术经济比较后采用。制冷剂管道长度、室内外机位置有一定限制等，是采用该系统的限制条件。由于制冷剂直接进入空气调节区，且室内有电子控制设备，当用于有振动、有油污蒸汽、有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，不宜采用该系统。4近年来，国外一些生产厂新推出了能同时进行制冷和制热的热回收机组。室外机为双压缩机和双换热器，并增加了一根制冷剂连通管道；当同时需供冷和供热时，需供冷区域蒸发器吸收的热量，通过制冷剂向需供热区域的冷凝器借热，达到了全热回收的目的；室外机的两个换热器、需供冷区域室内机和需供热区域室内机换热器，根据负荷的变化，按不同的组合作为蒸发器或冷凝器使用，系统控制灵活，供热供冷一体化，符合节能的原则，所以推荐采用这种热回收式机组。6.3.11当采用冰蓄冷空气调节冷源或有低温冷媒可利用时，宜采用低温送风空气调节系统；对要求保持较高空气湿度或需要较大送风量的空气调节区，不宜采用低温送风空气调节系统。低温进风系统的选择。新增条文。低温送风系统具有以下优点：1比常规系统送风温差和冷水温升大，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道所占空间高度。2由于冷水温度低，制冷能耗比常规系统要高，但采用蓄冷系统时，制冷能耗发生在非用电高峰，而用电高峰期使用的风机和冷水循环泵的能耗却有显著的降低；因此，与冰蓄冷结合使用的低温送风系统明显地减少了用电高峰期的电力需求和运行费用。3特别适用于负荷增加而又不允许加大管道、降低层高的改造工程。4加大了空气的除湿量，降低了室内湿度，增强了室内的热舒适性。蓄冰空气调节冷源需要较高的初投资，实际用电量也较大，利用蓄冰设备提供的低温冷水，与低温送风系统结合，则可有效地减少初投资和用电量，且更能够发挥减小电力需求和运行费用的优点，所以特别推荐使用；其他能够提供低温冷媒的冷源设备，例如干式蒸发或利用乙烯乙二醇水溶液做冷媒的空气处理机组，也可采用低温送风系统；常规冷水机组提供的5～7℃\n的冷水，也可用于空气冷却器的出风温度为8～10'C的空气调节系统。低温送风系统的空气调节区相对湿度较低，送风量较小。因此，要求湿度较高及送风量较大的空气调节区不宜采用。6.3.12采用低温送风空气调节系统时，应符合下列规定：1空气冷却器出风温度与冷媒进口温度之间的温差不宜小于3°C，出风温度宜采用4-10°C，直接膨胀系统不应低于7°C.2应计算送风机、送风管道及送风末端装置的温升，确定室内送风温度并应保证在室内温湿度条件下风口不结露。3采用低温送风时，室内设计干球温度宜比常规空气调节系统提高1°C.4空气处理机组的选型，应通过技术经济比较确定。空气冷却器的迎风面风速宜采用1.5-2.3m/s，冷媒通过空气冷却器的温升宜采用9-13°C.5采用向空气调节区直接送低温冷风的送风口，应采取能够在系统开始运行时，使送风温度逐渐降低的措施。6低温冷风系统的空气处理机组、管道及附件、末端送风装置必须进行严密的保冷，保冷层厚度应经计算确定，并应符合本规范第7.9.4条的规定。7低温冷风系统的端送风装置，应符合本规范第6.5.2条的规定.低温送风系统的设计。新增条文。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，如果冷却盘管的出风温度与冷媒的进口温度之间的温差(接近度)过小，必然导致盘管传热面积过大而不经济，以致选择盘管困难。送风温度过低还会带来以下问题：(1)易引起风口结露；(2)不利于风口处空气的混合扩散；(3)当冷却盘管出风温度低于7℃时，可能导致直接膨胀系统的盘管结霜和液态制冷剂带入压缩机。2送风温升，低温送风系统不能忽视的还有风机、风道及末端装置的温升(一般可达3℃左右)，并考虑风口结露等因素，才能够最后确定室内送风温度及送风量。3室陡设计等感温度：常规系统的室内相对湿度为50％～60％。而低温进风系统的室内相对湿度为40％左右，根据ASHRAEL981—55标准，室内相对湿度从50％下降到35％时，干球温度可提高0．56℃而热舒适度不变。近年的研究证明提高的数值可达1℃或更高。如果不提高设计干球温度，系统将增加潜热负荷，夏季人穿衣少时会感觉偏冷；设计负荷如果过大，在部分负荷时，冷媒在管内流速和传热过分降低，使出风温度不稳定，采用变风量系统时，送风量过小易引起冷空气下跌，如果达到变风量下限时仍然过冷，再热量将增加。因此，推荐将堂内干球温度提高L℃设计，以免设计负荷过大。4\n空气处理机组的选型：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；为了获得低出风温度。冷却器盘管的排数和翅片密度也高于常规系统，但翅片过密或排数过多会增加风或水侧阻力，不便于清洗、凝水易被吹出盘营等．应对翅片密度和盘管排数两者权衡取舍，进行设备费和运行费的经济比较，确定其数值；为了取得风水之间更大的接近度和温升及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的布置方式，但增加了盘管阻力。基于上述诸多因素，低温送风系统不能采用常规空气调节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。本规范参考《低温送风系统设计指南》(美国ALLANT．KIRKPATRICKANDJAMESS．ELLESON编著汪训昌译)一书，它给出了有关推荐数据。5低温送风系统的软启动；空气调节送风系统开始运行或长时间停止工作后启动．室内相对湿度和露点温度较高，经过降温处理的送风若直接进入室内，风口表面如果降至周围空气的露点以下，会出现结露现象。低温送风时尤为严重。因此，强调低温送风时不能很快地降低送风温度，可采用调节冷媒流量或温度、逐步减小末端加热量等“软启动方式”。使送风温度随室内相对湿度的降低而逐渐降低。当末端采用小风机串联等混合箱装置，混合后的出风温度接近常规系统时，有可能不存在上述问题。6低温送风系统的保冷：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、管道及附件、束端送风装置的正确保冷与密封，保冷层应比常规系统厚，见本规范第7．9．4条的规定。7低温送风系统的末端送风装置；因送风温度低，为防止低温空气直接进入人员活动区，尤其是采用变风量空气调节系统，当低负荷低进风量时，对末端送风装置的扩散性或空气混合性有更高的要求。见本规范第6．5．2条的规定。6.3.13下列情况应采用直流式（全新风）空气调节系统：1夏季空气调节系统的回风焓值高于室外空气焓值；2系统服务的各空气调节区排风量大于按负荷计算的送风量；3室内散发有害物质，以及防火防爆等要求不允许空气循环使用；4各空气调节区采用风机盘管或循环风空气处理机组，集中送新风的系统。直流式系统的选择。新增条文。直流系统不包括设置了回风，但过渡季可通过阀门转换，采用全新风直流运行的全空气系统。此条是考虑节能、卫生、安全而规定的，一般全空气空气调节系统不宜采用冬夏季能耗较大的直流式(全新风)空气调节系统，而宜采用有回风的混风系统。6.3.14空气调节系统的新风量，应负荷下列规定：1不小于人员所需新风量，以及补偿排风和保持室内正压所需风量两项中较大值；2人员所需新风量应满足本规范第3.1.9条的要求，并根据人员的活动和工作性质以及在室内的停留时间等因素确定。空气调节系统的新风量。1空气调节系统新风量的要求，包括风机盘管、变制冷剂流量分体式空气调节、水环热泵的新风系统等所有空气调节系统。2补偿排风和保持室内正压的要求不仅限于生产厂房，因此将此要求扩展到所有空气调节建筑。3有资料规定空气调节系统的新风量占进风量的百分散不应低于10％，但温湿度波动范围要求很小或洁净度要求很高的空气调节区送风量都很大，如果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，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；一般舒适性空气调节系统，按人员和正压要求确定的新风量达不到LO％时，由于人员较少，室内CO2浓度也较低(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)。民用建筑物主要空气调节区新风量的具体数值可参照本规范第3．1\n9条说明中表3．1.9。6.3.15舒适性空调和条件允许的工艺性空调可用新风作冷源时，全空气调节系统应最大限度地使用新风。用新风作冷源。1规定此条的目的主要是为了节约能源。此外，遇有特殊情况。需要加大房间的新风换气量时．这种空气调节系统可方便地转换为直流式通风。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：冬季发热量较大的内区，如果采用最小新风量，仍需要对空气进行冷却，此时可加大新风量作为冷源。全空气系统不能最大限度使用新风的限制条件，是指室内温湿度允许波动范围小或需保持正压稳定的空气调节区以及洁净室等，应减少过滤器负担，不宜改变或增加新风量的情况。6.3.16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。进风口位置应符合本规范第5.3.4条的规定。新风进风口。1新风进风口的面积，应适应新风量变化的需要，是指在过渡季大量使用新风时，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，进风口如果不能严密关闭，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，甚至使加热排管冻结。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。6.3.17空气调节系统应有排风出路并应进行风量平衡计算，室内正压压值应符合本规范第6.1.3条的规定。人员集中或过渡季节使用大量新风量的变化。空气调节系统的排风出路和风量平衡。考虑空气调节系统的排风出路(包括机械排风和自然排风)及进行空气调节系统的风量平衡计算，是为了使室内正压不要过大，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变化。例如采取控制双风机系统各风阀的开度或排风机与新风机联锁控制风量等自控措施。6.3.18设有械排风时，空气调节系统宜设置热回收装置。热回收。新增条文。规定此条的目的是为了节能。空气调节系统中处理新风的冷热负荷占总冷热负荷的比例很大。根据北京、上悔．广州地区5座高层饭店客房区的空气调节负荷统计计算。处理新风全年冷热负荷大约为传热负荷的1-4倍，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，还宜采用热回收装置回收空气调节排风中的热量和冷量，用来预热和预冷新风。6.3.19空气调节系统风管内的风速，应符合本规范第9.1.5条的规定。空气调节系统风管的风速。空气调节区大都有一定的消声要求，因此将空气调节系统风管列入本规范第9章“消声与隔振”中，另作统一规定。6.4空气调节冷热水及冷凝水系统\n6.4.1空气调节冷热水参数，应通过技术经济比较后确定。宜采用以下数值：　　1空气调节冷水供水温度：5～9℃，一般为7℃；　　2空气调节冷水供回水温差：5～10℃，一般为5℃；　　3空气调节热水供水温度：40～65℃，一般为60℃；4空气调节热水供回水温差：4.2～15℃，一般为10℃。空气调节水参数。新增条文。1空气调节冷热水参数数值的一般情况是指以水为冷媒、一般建筑的空气调节制冷系统，有特殊工艺要求和采用乙烯乙二醇水溶液等蓄冰空气调节制冷系统的情况除外。2根据空气调节冷水机组蒸发温度的要求，空气调节冷水供水温度不得低于5℃，一般采用7℃；考虑到高层建筑竖向分区采用板式换热器等情况．二次水会升高L～2℃，因此规定供水温度采用5～9℃。空气调节热水供水温度一般采用60，但热泵机组的产热水温度一般为45左右，考虑换热器温降等因素，规定为40～65。3我国空气调节冷热水供回水温差一般采用5℃和10℃，但吸收式冷热水机组的热水供回水温差常为4．2℃。其他国家和地区也常采用较大设计温差，并在国内一些工程中使用，例如建筑物空气调节冷水设计温差取6～9℃，区域供冷为8～10℃，空气调节热水取15℃。大温差设计可减小水泵耗电量和管网管径，但为保证末端设备的平均水温不变，要求冷水机组的出水温度降低，使冷水机组效率有所下降，所以应综合考虑确定。考虑以上因素，本条规定了温差范围(不包括喷水室系统)，并考虑到我国目前制冷空气调节设备常用冷热量的名义工况，推荐了常用数值。6.4.2空气调节水系统宜采用闭式循环。当必须采用开式系统时，应设置蓄水箱；蓄水箱的蓄水量，宜按系统循环水量的5％～10％确定。开式与闭式空气调节水系统的选择设计。提倡采用一次投资比较经济的闭式循环水系统，其中也包括开式膨胀水箱定压的系统。必须采用开式系统的情况是指用喷水室处理空气的系统，以及设置蓄冷水池的空气调节系统等。开式系统设蓄水箱是为了调节和均衡用户对水量的需要。采用沉浸式(水箱型)蒸发器时，因设备本身起到蓄水箱的作用，虽可不设或减少蓄水箱容积，但目前这种形式的蒸发器已基本不再采用，因此本规范仅对一般开式系统做出设置蓄水箱的规定。蓄水箱的蓄水量原规范规定为循环水量的10％～25％，此次修订为系统循环水量的5％～10％，相当于循环水泵3～5MIN的流量。完全可以满足要求(蓄水箱不包括蓄冷水池)。6.4.3全年运行的空气调节系统，仅要求按季节进行供冷和供热转换时，应采用两管制水系统；当建筑物内一些区域需全年供冷时，宜采用冷热源同时使用的分区两管制水系统。当供冷和供热工况交替频繁或同时使用时，可采用四管制水系统。两管制与四管制空气调节水管路系统的选择。1将原规范风机盘管水系统扩大到所有空气调节水系统的范围。2分区两管制水系统，是指按建筑物的负荷特性，在冷热源机房内将整个空气调节水路分为冷水和冷热水合用的两个两管制。6.4.4中小型工程宜采用一次泵系统；系统较大、阻力较高，且各环路负荷特性或阻力相差悬殊时，宜在空气调节水的冷热源侧和负荷侧分别设一次泵和二次泵。\n一次泵与二次泵系统的选择原则。新增条文。1一次泵系统简单、一次投资较低，因此提倡在中小型工程中采用。2系统较大、阻力较高，且各环路负荷特性相差较大(例如不同时使用或负荷高峰出现的时间不同)或阻力相差悬殊对(阻力相差LOOKPA以上)，如果采用一次泵系统，水泵流量、扬程及功率较大，能耗较高。因此，在上述系统中提倡采用二次泵系统，可以取得较显著的节能效果，并可保证在供冷量减少时，流经冷水机组的水流量恒定。而且，二次泵流量的应变范围较大，还易适应冬季供热时水力工况的变化。6.4.5设置2台或2台以上冷水机组和循环泵的空气调节水系统，应能适应负荷变化改变系统流量，并宜按照本规范第8.5.6条的要求，设置相应的自控设施。变流量系统的设置。新增条文。完全的定流量系统，即使一些冷水机组停止运行，水泵也全部运行，造成空气调节冷水的供水温度升高，空气调节设备除湿能力降低，且浪费水泵能量，因此，一般不应采用。条文中规定除设置一台循环泵的空气调节水系统之外，应能改变系统流量。从提高控制水平和节能的目的出发，宜采用自动控制，不推荐手动控制。对于系统末端设备、水泵、冷源等，所采取的变流量的具体控制措施，见本规范第8．5．6条规定。6.4.6水系统的竖向分区应根据设备、管道及附件的承压能力确定。两管制风机盘管水系统的管路宜按建筑物的朝向及内外区分区布置。空气调节水管路系统的分区。1规定水系统的竖向分区应根据设备、管道及附件的承压能力确定的目的，一是为了避免因压力过大造成系统泄漏，二是规定在设备等的承压能力范匿内不应分区，以免造成浪费。2增加了按内外区布置两管制风机盘管水系统的内容。按负荷特性分区布置水系统管路，便于集中调节，所以推荐采用，但不做硬性规定。例如当所有风机盘管均设有自动温控装置时，可相对灵活的布置管路。6.4.7空气调节水循环泵，应按下列原则选用：　　1两管制空气调节水系统，宜分别设置冷水和热水循环泵。当冷水循环泵兼作冬季的热水循环泵使用时，冬、夏季水泵运行的台数及单台水泵的流量、扬程应与系统工况相吻合。　　2一次泵系统的冷水泵以及二次泵系统中一次冷水泵的台数和流量，应与冷水机组的台数及蒸发器的额定流量相对应。　　3二次泵系统的二次冷水泵台数应按系统的分区和每个分区的流量调节方式确定，每个分区不宜少于2台。4空气调节热水泵台数应根据供热系统规模和运行调节方式确定，不宜少于2台；严寒及寒冷地区，当热水泵不超过3台时，其中一台宜设置为备用泵。空气调节水循环泵的设置。1\n冷热水泵是否合用：由于冬、夏季空气调节术系统流量及系统阻力相差根大，而管制系统如果冬夏季合用循环水泵，一般按系统的供冷运行工况选择循环泵，供热时系统和水泵工况不吻合，往往水泵不在高效率区运行或系统为小温差大流量运行等，造成电能浪费，因此，不宣采用。如果用电量较小的小型系统必须采用时，需校棱供热工况时水泵的工作特性是否在高效率区。并确定水泵合适的冬季运行台数，必要时，可调节水泵转速以适应冬季供热工况对流量和扬程的要求。分区两管制和四管制系统的冷热水为独立的系统，所以循环泵必然分别设置。2一次冷水泵：为保证流经冷水机组蒸发器的水量恒定，并随冷水机组的运行台数向用户提供适应负荷变化的空气调节冷水流量，要求按与冷水机组“一对一”地设置一次循环泵；一般不要求设备用泵，但对于全年连续运行等特殊性质的工程，不做硬性规定。3二次冷水泵：二次冷水泵的流量调节，可通过台数调节或水泵变速调节实现；即使是流量较小的系统，也不宜少于2台水泵，是考虑到在小流量运行时，水泵可以轮流检修，一般工程可不设备用泵。4热水循环泵；空气调节热水循环泵的流量调节和水泵设置原则与二次冷水循环泵相似，一般为流量调节，多数时间在小于设计流量状态下运行，只要水泵不少于2台，即可做到轮流检修，但考虑到严寒及寒冷地区对供暖的可靠性要求较高，而且设备管道等有冻结的危险，强调水泵设置台数不超过3台时，宜设置备用泵．以免水泵检修时，流量减少过多。上述规定与《锅炉房设计规范》(G850041）“供热热水制备”一章的有关规定相符。6.4.8多台一次冷水泵之间通过共用集管连接时，每台冷水机组入口或出口管道上宜设电动阀，电动阀宜与对应运行的冷水机组和冷水泵联锁。冷水机组和冷水泵之间的连接方式和保证蒸发器水流量恒定的措施。新增条文。多台冷水机组和一次冷水泵之间可以一对一地连接管道，机组与水泵之闻的水流量一一对应。连锁关系也简单；但设备台数较少时，考虑机组和水泵检修时的交叉组合互为备用，也有将机组和水泵之间通过共用集管连接的。随负荷变化，一些冷水机组和对应冷水泵停机，系统总水流量减少。机组和水泵之间通过共用集管连接时，如果不关闭通向冷水机组的水路阀门．水流将均分流经各台冷水机组，因此，当空气调节水系统设置自控设施时。应设电动阀随制冷机开闭，以保证蒸发器水量。对应运行的冷水机组和冷水泵之间存在着联锁关系，而且冷水泵应提前启动和延迟关闭，因此，电动阀开闭应与对应水泵联锁。6.4.9空气调节水系统布置和选择管径时，应减少并联环路之间的压力损失的相对差额，当超过15％时，应设置调节装置。空气调节水系统阻力平衡的措施。新增条文。强调空气调节水系统设计时，首先应通过系统布置和选定管径减少压力损失的相对差额，但实际工程中常常较难通过管径选择计算取得管路平衡，因此，没有规定计算时各环路压力损失相对差额的允许数值，只规定达不到15％的平衡要求时，可通过调节手段达到空气调节水管道的水力平衡。目前调节系统管路平衡的阀门装置发展很快，有静态的调节阀、平衡阀，动态的流量平衡阀、压差控制阀，具有流量平衡功能的自控调节阀等，应根据系统特性(定流量或变流量系统)正确选用，并在适当的位置正确设置。6.4.10空气调节水系统的小时泄漏量，宜按系统水容量的l％计算。空气调节水系统的泄漏量。新增条文。系统泄漏量是确定用水量、补水管管径、补水泵流量的依据，应按空气调节系统的规模和不同系统形式计算水容量后确定，而与循环水量无关，两者相差很大。条文中数据是参照《锅炉房设计规范》(GB50041)供热热水系统的小时泄漏量数据确定的，工程实践中证明是适宜的。工程中系统水容量可参照表3估算．室外管线较长时取较大值。表3空气调节水系统的单位水容量（L/M2建筑面积）\n空气调节方式全空气系统水/空气系统供冷和采用换热器供热0.10-0.550.70-1.306.4.11空气调节水系统的补水点，宜设置在循环水泵的吸入口处。当补水压力低于补水点压力时，应设置补水泵。空气调节补水泵按下列要求选择和设定：　　1补水泵的扬程，应保证补水压力比系统静止时补水点的压力高30～50kPa；　　2小时流量宜为系统水容量的5％～10％；3严寒及寒冷地区空气调节热水用及冷热水合用的补水泵，宜设置备用泵。空气调节水补水泵的选择及设置。新增条文。1补水点设在循环水泵吸入口，是为了减小补水点处压力及补水泵扬程。2补水泵扬程是根据补水点压力确定的，但还应注意计算水泵至补承点的管道阻力。3补水泵流量规定不宜小于系统水容量的5％(即空气调节系统的5倍小时泄漏量)，是考虑工程中常设量1台补水泵间歇运行，以及初期上水和事故补水时补水时间不要太长(小于20小时)。推荐补水泵流量的上限值，是为了防止水泵流量过大而导致膨胀水箱的调节容积过大等问题。4补水泵间歇运行，有检修时间，一般可不设备用泵，但考虑到严寒及寒冷地区冬季运行应有更高的可靠性，因此规定宜设备用泵。6.4.12当设置补水泵时，空气调节水系统应设补水调节水箱；水箱的调节容积应按照水源的供水能力、水处理设备的间断运行时间及补水泵稳定运行等因素确定。空气调节系统补水箱的设景和调节容积。新增条文。空气调节冷水直接从城市管网补水时，不允许补水泵直接抽取；当空气调节水需补充软化水时，水处理设备供水与补水泵补水不同步，且软化设备常间断运行，因此，需设置水箱储存一部分调节水量。6.4.13闭式空气调节水系统的定压和膨胀，应按下列要求设计：　　1定压点宜设在循环水泵的吸入口处，定压点最低压力应使系统最高点压力高于大气压力5kPa以上；　　2宜采用高位水箱定压；　　3膨胀管上不应设置阀门；4系统的膨胀水量应能够回收。空气诲节系统膨胀水箱的设置要求。新增条文。1定压点宜设在循环水泵的吸入口处，是为了使系统运行时各点压力均高于静止时压力，定压点压力或膨胀水箱高度可以低一些；由于空气调节水温度较采暖系统水温低，要求高度也比采暖系统的1M低，定为O．5M(5KPA)。当定压点远离循环水泵吸入口时。应按水压图校核，最高点不应出现负压。2高位膨胀水箱具有定压简单、可靠、稳定，省电等优点，是目前最常用的定压方式，因此推荐优先采用。3为避免因误操作造成系统超压事故，规定膨胀管上不应设置阀门。4从节能节水的目的出发，膨胀水量应回收。例如膨胀水箱应预留出膨胀容积或采用其他定压方式时，将系统的膨胀水量引至补水箱回收等。6.4.14当给水硬度较高时，空气调节热水系统的补水宜进行水处理，并应符合设备对水质的要求。\n空气调节水软化要求。新增条文。空气调节热水的供水平均温度一般为60℃左右，已经达到结垢水温，且直接与高温一次热源接触的换热器表面附近的水温则更高，结垢危险更大；因此，空气调节热水的水质硬度要求应等同于供暖系统，当给水硬度较高时，为不影响系统传热、延长设备的检修时间和使用寿命，宜对补水进行化学软化处理或采用对循环水进行阻垢处理。目前一般换热器尚没有对补水要求的统一标准，吸收式制冷的冷热水机组划要求补水硬度在50MGCACO3／L以下。6.4.15空气调节水管的坡度、设置伸缩器的要求，应符合本规范第4.8.17条和第4.8.18条对热水供暖管道的规定。空气调节水管的坡度和伸缩。新增条文。6.4.16空气调节水系统应设置排气和泄水装置。空气调节水幕统的排气和泄水。原规范规定闭式冷水系统应设置排气和泄水装置，实际开式系统和空气调节热水系统也需在系统最高处排除空气，管道上下拐弯及立管的底部排除存水，因此，将规定扩充到空气调节水系统。6.4.17冷水机组或换热器、循环水泵、补水泵等设备的入口管道上，应根据需要设置过滤器或除污器。设备入口的除污。新增条文。设备人口需除污，应根据系统大小和设备的需要，确定除污装置的设置位置。例如：系统较大、产生污垢的管道较长时，除系统冷热源、水泵等设备的人口需设置外，各分环路或末端设备、自控阀前也应根据需要设置，但距离较近的设备可不重复串联设置除污装置。6.4.18空气处理设备冷凝水管道，应按下列规定设置：　　1当空气调节设备的冷凝水盘位于机组的正压段时，冷凝水盘的出水口宜设置水封；位于负压段时，应设置水封，水封高度应大于冷凝水盘处正压或负压值。　　2冷凝水盘的泄水支管沿水流方向坡度不宜小于0.01，冷凝水水平干管不宜过长，其坡度不应小于0.003，且不允许有积水部位。　　3冷凝水水平干管始端应设置扫除口。　　4冷凝水管道宜采用排水塑料管或热镀锌钢管，管道应采取防凝露措施。　　5冷凝水排入污水系统时，应有空气隔断措施，冷凝水管不得与室内密闭雨水系统直接连接。6冷凝水管管径应按冷凝水的流量和管道坡度确定。冷凝水管道设置。1正压段和负压段的冷凝水盘出水口处设水封，是为了防止漏风及负压段的冷凝承排不出去。2原规范规定：风机盘管冷凝水盘泄水管坡度不宜小于O，0L。本规范增加了对冷凝水干管的坡度要求，有困难时，应减少水平干管长度或中途加设提升泵。3为便于定期冲洗、检修，干管始端应设扫除口。4冷凝水管处于非满流状态，内壁接触水和空气，不应采用无防锈功能的焊接钢管；冷凝水为无压自流排放，当软塑料管中间下垂时，影响排放；因此，推荐强度较大和不易生锈的排水塑料管或热镀锌钢管。热镀锌钢管防结露保温可参照本规范第7．9节中的规定。5冷凝水管不应与污永系统和室内雨水系统直接连接，以防臭味和雨水从空气处理机组冷凝水盘外溢。\n6LKW冷负荷每小时约产生O．4～O．8KG的冷凝水，在此范围内管道最小坡度为O．003时的冷凝水管径可按表4进行估算。表4冷凝水管管径选择表冷负荷（KW）≤4243-230231-400401-11001101-20002001-35003501-15000>15000管道公称直径（mm）DN25DN32DN40DN50DN80DN100DN125DM1506.5气流组织6.5.1空气调节区的气流组织，应根据建筑物的用途对空气调节区内温湿度参数、允许风速、噪声标准、空气质量、室内温度梯度及空气分布特性指标（ADPI）的要求，结合建筑物特点、内部装修、工艺（含设备散热因素）或家具布置等进行设计、计算。空气调节区的气流组织。本条强调了进行空气调节系统末端装置的选择和布置时，应与建筑装修相协调，对于民用建筑来说，更应注意风口的选型与布置对内部装修美观的影响问题。同时应考虑室内空气质量等的要求。6.5.2空气调节区的送风方式及送风口的选型，应符合下列要求：1宜采用百叶风口或条缝型风口等侧送，侧送气流宜贴附；工艺设备对侧送气流有一定阻碍或单位面积送风量较大，人员活动区的风速有要求时，不应采用侧送。2当吊顶可利用时，应根据空气调节区高度与使用场所对气流的要求，分别采用圆形、方形、条缝形散流器或孔板送风。当单位面积送风量较大，且人员活动区内要求风速较小或区域温差要求严格时，应采用孔板送风。3空间较大的公共建筑和室温允许波动范围大于或等于±1℃的高大厂房，宜采用喷口送风、旋流风口送风或地板式送风。4变风量空气调节系统的送风末端装置，应保证在风量改变时室内气流分布不受影响，并满足空气调节区的温度、风速的基本要求。5选择低温送风口时，应使送风口表面温度高于室内露点温度1～2℃。空气调节区的送风方式。空气调节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。侧送时宜使气流贴附以增加送风的射程，改善室内气流分布。工程实践中发现风机盘管送风如果不贴附则室内温度分布不均匀。空气分布方式增加了置换通风器及地板送风口等方式，这有利于提高人员活动区的空气质量或采用分层空气调节，以优化室能量分配。对高大空间建筑更具有明显节能教果。1侧送是目前几种送风方式中，比较简单经济的一种。在一般空气调节区中．大都可以采用侧送。当采用较大送风温差时，侧送贴附射流有助于增加气流的射程长度，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。\n2圆形、方形和条缝型散流器平送，均能形成贴附射流，对室内高度较低的空气调节区，既能满足使用要求，又比较美观，因此，当有吊顶可利用或建筑上有设置吊顶的可能时，采用这种送风方式是比较合适的。对于室内高度较高的空气调节区(如影剧院等)，以及室内散热量较大的生产空气调节区，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气调节区中，采用孔板送风的较多。根据测定可知，在距孔板L00-250MM的汇合段内，射流的温度、速度均已衰减，可达到士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0．09～O．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对于空间较大的公共建筑和室温允许波动范围要求不太严格的高大厂房，采用上述几种送风方式，布置风管困难，难以达到均匀送风的目的，因此，规定在上述建筑物中，宜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，同时具有风管布置简单、便于安装、经济等特点。此外，向下送风时，采用旋流风口,亦可达到满意的效果。经过处理或未经处理的空气，以略低于室内人员活动区的温度，直接以较低的速度送入室内。避风口置于地板附近，排风口置于屋顶附近。送人室内的空气先在地板上均匀分布，然后被热源(人员、设备等)加热以热烟羽的形式形成向上的对流气流，将余热和污染物排出人员活动区。4变风量空气调节系统的送风参数是保持不变的。它是通过改变风量来平衡负荷变化以保持室内参数不变的。这就要求，在送风量变化时，为保持室内空气质量的设计要求以及噪声要求。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。用于变风量空气调节系统的送风末端装置，应具有与室内空气充分混合的性能，如果在低送风量时，应能防止产生空气滞留，在整个空气调节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。而不至于在上部区域滞留。5低温送风的送风口所采用的散流器与常规散流器相似。两者的主要差别是：低温送风散流器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气调节区空气混合、贴附长度及噪声等问题。选择低温进风散流器就是通过比较散流器的射程、散流嚣的贴附长度与空气调节区特征长度等三个参散，确定最优的性能参数。选择低温送风散流器时。一般与常规方法相同，但应对低挂送风射流的贴甜长度予以重视。在考虑散流器射程的同时．应使散流器的贴附长度大于空气调节区的特征长度，以避免人员活动区畋冷风现象。6.5.3采用贴附侧送风时，应符合下列要求：1送风口上缘离顶棚距离较大时，送风口处设置向上倾斜10°-20°的导流片；2送风口内设置使射流不致左右偏斜的导流片；3射流流程中无阻挡物。贴附侧进的要求。贴附射流的贴附长度主要取决于侧进气流的阿基米德数。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散值。\n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。6.5.4采用孔板送风时，应符合下列要求：1孔板上部稳压层的高度应按计算确定，但净高不应小于0.2m。2向稳压层内送风的速度宜采用3-5m/s。除送风射流较长的以外，稳压层内可不设送风分布支管。在送风口处，宜装设防止送风气流直接吹向孔板的导流片或挡板。孔板送风的要求。本条规定的稳压层最小净高不应小于0．2M，主要是从满足施工安装的要求上考虑的。在一般面积不大的空气调节区中，稳压层内可以不设送风分布支管。根据实测，在6×9M的空气调节区内(室温允许波动范围为土0.1℃和±O．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进风气流直接吹向孔板。6.5.5采用喷口送风时，应符合下列要求：1人员活动区宜处于回流区；2喷口的安装高度应根据空气调节区高度和回流区的分布位置等因素确定；3兼作热风采暖时，宜能够改变射流出口角度的可能性。喷口避风的要求。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喷口直径由设计人员根据实际情况确定，在规范中不必加以限定，因此，取消原规范中要求喷口直径在0.2～O．8M的规定。3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、尺寸和送风口安全系统；不包括四管制水系统在某些分路、立管或末端设备的支管处合并成冷热水合用的两管，在多处靠阀门转换，控制供热或供冷的空气调节水系统。进深较大的空气调节区，由于内区和周边区的负荷特点，往往存在同时需要分别供冷和供热的情况，采用一般的两管制系统是无法解决的，采用分区两管制系统，在冬季或过渡季可根据需要，向不同区域分别供冷或供热，又比四管制系统节省投资和空间尺寸，因此．推荐采用。内外区集中送新风的风机盘管加新风的分区两管制系统的系统形式，举例如图1，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。根据模型实验，当空气调节区宽度为高度的3倍时，为使回流区处于空气调节区的下部，送风口安装高度不宜低于空气调节区高度的O．5倍。4对于兼作热风采暖的喷口送风系统，为防止热射流上翘，设计时应考虑使喷口有改变射流流度的可能性。6.5.6分层空气调节的气流组织设计，应符合下列要求：1空气调节区宜采用双侧送风，当空气调节区跨度小于18m时，亦可采用单侧送风，其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；\n3宜减少非空气调节区向空气调节区的热转移。必要时，应在非空气调节区设置送、排风装置。分层空气调节的空气分布。在高大公共建筑和高大厂房中，利用合理的气流组织，仅对下部空间(空气调节区域)进行空气调节，对上部较大空间(非空气调节区域)不设空气调节而采用通风排热，这种空气调节方式称为分层空气调节。分层空气调节都具有较好的节能效果，一般可达30％左右。1着重阐明空气调节区域的气流组织形式。实践证明，对于高度大于L0M，容积大于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，能够达到分层空气调节的要求。当空气调节区跨度小于18M时，采用单侧送风也可以满足要术。2强调必须实现分层，即能形成空气调节区和非空气调节区。为了保证这一重要原则而提出“侧送多股平行气流应互接”，以便形成覆盖。双侧对送射流末端不需要搭接，按相对喷口中点距离的90％计算射程即可。送风口的构造，应能满足改变射是决定空气调节系统经济性的主要因素之一。在保证既定的技术要求的前提下，加大送风温差有突出的经济意义。送风温差加大一倍，系统送风量可减少一半，系统的材料消耗和投资(不包括制冷系统)约减少40％．而动力消耗则可减少50％；进风温差在4～8℃之间每增加1℃。风量可以减少LO％～15％。所以在空气调节设计中，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方式关系很大。对于不同送风方式的送风温差不能规定一个数字。所以确定空气调节系统的送风温差时，必须和送风方式联系起来考虑。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。表6．5．7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气调节区来说，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。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。条文中给出的舒适性空气调节的送风温差是参照室温允许波动范围大于±1.0℃的工艺性空气调节的送风温差，并考虑空气调节区高度等因素确定的。6.5.7空气调节系统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因素确定。在满足舒适和工艺要求的条件下，宜加大送风温差。舒适性空气调节的送风温差，当送风口高度小于或等于5m时，不宜大于10℃，当送风口高度大于5m时，不宜大于15℃；工艺性空气调节的送风温差，宜按表6.5.7采用。表6.5.7工艺性空气调节的送风温差（℃）室温允许波动范围（℃）送风温差（℃）>±1.0≤15±1.06～9±0.53～6±0.1～0.22～36.5.8空气调节区的换气次数，应符合下列规定：1舒适性空气调节每小时不宜小于5次，但高大空间的换气次数应按其冷负荷通过计算确定；2工艺性空气调节不宜小于表6.5.8所列的数值。表6.5.8工艺性空气调节换气次数\n室温允许波动范围（℃）每小时换气次数附注±1.05高大空间除外±0.58—±0.1～0.212工作时间不送风的除外空气调节区的换气次数。空气调节区的换气次数系指该空气调节区的总送风量与空气调节区体积的比值。换气次数和送风温差之间有一定的关系。对于空气调节区来说，进风温差加大。换气次数即随之减少，本条所规定的换气次数是和本规范第6．5．7条所规定的进风温差相适应的。实践证明，在一般舒适性空气调节和室温允许渡动范围大于±1．0℃工艺性空气调节区中，换气次数的多少，不是一个需要严格控制的指标，只要按照所取的进风温差计算风量，一般都能满足室温要求，当室温允许波动范围小于或等于±1．0℃时，换气次数的多少对室温的均匀程度和自控系统的调节品质的影响就需考虑了。据实测结果，在保证室温的一定均匀度和自控系统的一定调节品质的前提下，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。对于通常所遇到的室内散热量较小的空气调节区来说，换气次数采用条文中规定的数值就已经够了，不必把换气次数再增多，不过对于室内散热量较大的空气调节区来说。换气次数的多少应根据室内负荷和送风温差大小通过计算确定。其数值一般都大于条文中所规定的数值。6.5.9送风口的出口风速应根据送风方式、送风口类型、安装高度、室内允许风速和噪声标准等因素确定。消声要求较高时，宜采用2-5m/s，喷口送风可采用4-10m/s。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，条文中推荐的风速范围，是基于常用的送风方式制定的：1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／D。有关，根据实验，两者有以下关系：Vh=(0.65V0)/(SQRTF/d0)(11)式Vh——回流区的最大平均风速(M／S)；V0——送风口出口风速(M／S)；d0——送风口当量直径(M)；F——每个送风口所管辖的空气调节区断面面积(M2)。当Vh=0．25M／S时，根据上式得出的计算结果列于表5。表5出口风速（M／S)射流自由度SQRTF/d0最大允许出口风速(m/s)采用的出口风速(m/s)射流自由度SQRTF/d0最大允许出口风速(m/s)采用的出口风速(m/s)52.02.0114.23.562.3124.672.7135.05.083.1155.793.53.5207.3103.9257.6\n因此，侧送和散流器平送的出口风速采用2～5M／S是合适的。2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，出口风速高，相应的稳压层内的静压也可高一些，送风会比较均匀，同时由于速度衰减快，提高出口风速后，不致影响人员活动区的风速。稳压层内静压过高，会使漏风量增加；当出口风速高达7～8M／S时，会有一定的噪声，一般采用3～5M／S为宜。3条缝型风口下送多用于纺织厂。当空气调节区层高为4～6M人员活动区风速不大于0．5M／S时，出口风速宜为2～4M／S。4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。6.5.10回风口的布置方式，应符合下列要求：1回风口不应设在射流区内和人员长时间停留的地点；采用侧送时，宜设在风口的同侧下方；2条件允许时，可采用集中回风或走廊回风，但走廊的横断面风速不宜过大且应保持走廊与非空气调节区之间的密封性。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。所以在空气调节区内的气流流型主要取决于进风射流，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，其楼断面风速不宜过大．以免引起扬尘和造成不舒适感。6.5.11回风口的吸风速度，宜按表6.5.11选用（m/s）表6.5.11回风口的吸风速度（m/s）回风口的位置最大吸风速度房间上部≤4.0房间下部不靠近人经常停留的地点时≤3.0靠近人经常停留的地点时≤1.5回风口的吸风速度。确定回风口的吸风速度(即面风速)时，主要考虑了三个因素；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。回风口的回风速，一般按式(12)计算：V/VX=0.75(10x2+F)/F(12)式中V——回风口的面风速(M／S)；VX——距回风口X米处的气流中心速度(M／S)；X一一距回风口的距离(M)；F——回风口有效截面面积(M2)。当回风口处于空气调节区上部，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。从式(12)中可以得出回风口面风速为4～5M／S，当回风口处于空气调节区下部时。用同样的方法可得出条文中所列的有关回风速。\n利用走廊回风时，为避免在走廊内扬起灰尘等，实际使用经验表明，装在门或墙下部的回风口面风速，采用1～1.5M／S为宜。6.6空气处理6.6.1组合式空气处理机组宜安装在空气调节机房内，并留有必要的维修通道和检修空间。空气处理机的安装位置。新增条文如今在设计过程中往往疏于考虑空气处理机理的安装位置，以致造成日后维修的诸多麻烦。因此，本次修订增加此规定。6.6.2空气的冷却应根据不同条件和要求，分别采用以下处理方式：　　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自然冷却方式达不到要求时，应采用人工冷源冷却。空气冷却方式将原条文注并入正文，并用更常见的“水库水、江水、湖水”代替了“深井回灌水和山涧水”。1空气的蒸发冷却有直接蒸发冷却和间接蒸发冷却之分。直接蒸发冷却是利用喷淋水（循环水）的喷淋雾化或加湿填料层，直接与待处理的空气接触。这时由于喷淋水的温度一般都低于待处理空气（即送入室内的空气）的温度，空气将会因不断地把自身的显热传递给水而得以降温；与此同时，喷淋水（循环水）也会因不断汲取空气中的热量作为自身蒸发所耗，而蒸发后的水蒸汽随后又会被气流带走。于是，空气既得以降温，又得以加湿。所以，这种用空气的显热换得潜热的处理过程既称为空气的直接蒸发式冷却，又称为空气的绝热降温加湿。但是在某些情况下，当对待处理的空气质量有进一步的要求，如要求较低含湿量或焓时，就不得不采用间接蒸发冷却技术。间接蒸发冷却是利用一股辅助气流先经喷淋水（循环水）直接蒸发冷却，温度降低后，再通过空气/空气换热器来冷却待处理的空气（即送入室内的空气），并使之降低温度。由此可见，待处理的空气通过这种间接蒸发冷却，不再是等焓加湿降温过程，而是减焓等湿降温过程，从而得以避免加湿送入室内空气。如将上述两种过程放在一个设备内同时完成，这样的设备称为“间接蒸发空气冷却器”。由于空气的蒸发冷却不需要人工冷源，只是利用水喷淋以降低空气温度并增加相对湿度，所以是最节能的一种空气降温处理方式，常常用在纺织车间或干热气候条件下的空气调节中。但是，随着对空调节能要求的提高和蒸发冷却空气处理技术的发展，空气的蒸发冷却在空调工程中的应用，必将得到进一步的推广。特别是我国幅员广阔，各地气候条件相差很大，这种空气冷却方式在有些地区（如甘肃、新疆、内蒙、宁夏等省区）是很适用的。2对于温度较低的江、河、湖水，如新疆地区的某些河流，由于上游流域终年积雪的溶化，夏季河水温度在10℃左右，完全可以作为空调的冷源。对于地下水资源丰富并有合适的水温、水质的地区或适宜深井回灌的地方，应尽量利用这一天然冷源。当采用地下水作冷源时，应征得地区主管部门的同意。3.经过喷雾后的空调回水，应作梯级利用，可先作为制冷设备或工艺设备冷却之用，然后再作其他乃至生活之用。6.6.3空气的蒸发冷却采用江水、湖水、地下水等天然冷源时，应符合下列要求：　　1水质符合卫生要求；\n2水的温度、硬度等符合使用要求；3使用过后的回水予以再利用；4地下水使用过后的回水全部回灌并不得造成污染。天然冷源的使用限制条件。新增条文。强制条文。用作天然冷源的水，涉及到室内空气品质和空气处理设备的使用效果和使用寿命。比如直接和空气接触的水有异味、不卫生会影响室内空气品质，水的硬度过高会加速传递热管结垢。在采用地表水作天然冷源时，强调再利用是对资源的保护。地表水的回灌可以防止地面沉降，保护环境并不得造成污染。6.6.4空气冷却装置的选择，应符合下列要求：　　1采用循环水蒸发冷却或采用江水、湖水、地下水作为冷源时，宜采用喷水室；采用地下水等天然冷源且温度条件适宜时，宜选用两级喷水室。2采用人工冷源时，宜采用空气冷却器、喷水室。当利用循环水进行绝热加湿或利用喷水提高空气处理后的饱和度时，可采用带喷水装置的空气冷却器。空气冷却装置的选择。将“水冷式表面冷却器”和“佛里昂直接蒸发式表面冷却器”合并，改为“空气冷却器”.蒸发冷却是绝热加湿过程，实现这一过程是喷水室特有的功能，是其他空气冷却处理装置所不能代替的。当用地下水、水库水、江水、湖水等作冷源时，其水温相对地说是比较高的，此时，若采用间接冷却方式处理空气，一般不易满足要求。采用直接接触冷却的双级喷水室比较容易满足要求，还可以节省水资源。采用人工冷源时，原则上说，选用空气冷却器、喷水室或制冷剂干式蒸发空气冷却器都是可行的。但由于空气冷却器具有占地面积小，水的管路简单等优点，特别是采用闭式水系统时，可减少水泵安装台数、节省水的输送能耗、空气出口参数可调性好。因此，空气冷却器得到了较其他形式的冷却器更加广泛的应用。尤其是带喷水装置的空气冷却器，其处理功能可获得进一步的改善，从而使这种空气处理装置的应用范围得到了进一步的拓阔。空气冷却器的缺点是消耗有色金属较多。因而，其价格也相应地较贵。喷水室空气处理装置具有多种热工处理功能，尤其在要求保证较严格的露点温度控制时，具有较大的优越性。因此，在纺织厂的空调中，喷水室空气处理方式仍占着主导地位。此外，由于其采用的是水和空气直接接触进行热、质交换的工作原理，在要求的空气出口露点温度相等情况下，其所需冷水的供水温度显然要比间接式冷却器高得多。另外，喷水室设备制造比较容易，金属材料消耗量少，造价便宜。这些都是它的优点。但是，在采用喷水室的情况下，水系统不得不作成开式系统，回水得靠重力回水。于是，不可避免地要设置中间水箱，增加水泵，使水系统变得十分复杂，既会增加输送能耗，又会加大维修工作量。所以，其应用受到一定的影响。6.6.5在空气冷却器中，空气与冷媒应逆向流动，其迎风面的空气质量流速宜采用2.5～3.5kg/(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。6.6.6制冷剂直接膨胀式空气冷却器的蒸发温度，应比空气的出口温度至少低3.5℃；在常温空气调节系统情况下，满负荷时，蒸发温度不宜低于0℃；低负荷时，应防止其表面结霜。6.6.7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.\n5℃。冷媒的温升宜采用5～l0℃，其流速宜采用0.6～1.5m/s。6.6.8空气调节系统采用制冷剂直接膨胀式空气冷却器时，不得用氨作制冷剂。6.6.9采用人工冷源喷水室处理空气时，冷水的温升宜采用3～5℃；采用天然冷源喷水室处理空气时，其温升应通过计算确定。6.6.10在进行喷水室热工计算时，应进行挡水板过水量对处理后空气参数影响的修正。6.6.11加热空气的热媒宜采用热水。对于工艺性空气调节系统，当室内温度要求控制的允许波动范围小于±1.0℃时，送风末端精调加热器宜采用电加热器。6.6.12空气调节系统的新风和回风应过滤处理，其过滤处理效率和出口空气的清洁度应符合本规范第3.1.8条的有关要求。当采用粗效空气过滤器不能满足要求时，应设置中效空气过滤器。空气过滤器的阻力应按终阻力计算。6.6.13一般中、大型恒温恒湿类空气调节系统和对相对湿度有上限控制要求的空气调节系统，其空气处理的设计，应采取新风预先单独处理，除去多余的含湿量在随后的处理中取消再热过程，杜绝冷热抵消现象。7空气调节冷热源7.1一般规定7.1.1空气调节人工冷热源宜采用集中设置的冷（热）水机组和供热、换热设备。其机型和设备的选择，应根据建筑物空气调节规模、用途、冷热负荷、所在地区气象条件、能源结构、政策、价格及环保规定等情况，按下列要求通过综合论证确定：1  热源应优先采用城市、区域供热或工厂余热；2具有城市燃气供应的地区，可采用燃气锅炉、燃气热水机供热或燃气吸收式冷(温)水机组供冷、供热；3无上述热源和气源供应的地区，可采用燃煤锅炉、燃油锅炉供热，电动压缩式冷水机组供冷或燃油暖收式冷(温)求机组供冷、供热；4具有多种能源的地区的大型建筑，可采用复合式能源使冷、供热；5夏热冬冷地区、干旱缺水地区的中、小型建筑可采用空气源热泵或地下埋管式地源热泵冷(热)水机组供冷、供热；6有天然水等资源可供利用时，可采用水源热泵冷(热)水机组供冷、供热；7全年进行空气调节，且各房间或区域负荷特性相差较大，需要长时间向建筑物同时供热和供冷时，经技术经挤比较后，可采用水环热泵空气调节系统供冷、供热；8  在执行分时电价、峰谷电价差较大的地区，空气调节系统采用低谷电价时段蓄冷(热)能明显节电及节省投资时，可采用蓄冷(热)系统供冷(热)。选择空气调节冷热源的总原则。冷热源设计方案一直是需要供冷、供热空气调节设计的首要难题，根据中国当前各城市供电、供热、供气的不同情况，空气调节冷热源及设备的选择可以有以下多种方案组合：(1)电制冷、城市或小区热网(蒸汽、热水)供热；(2)电制冷、人工煤气或天然气供热；(3)电制冷、燃油炉供热；(4)电制冷、电热水机(炉)供热；\n(5)空气源热泵、水源(地源)热泵冷(热)水机组供冷、供热；(6)点燃型溴化锂吸收式冷(温)水机组供冷、供热；(7)蒸汽(热水)溴化锂吸收式冷水机组供冷、城市或小区蒸汽(热水)热网供热。如何选定合理的冷热源组合方案，达到技术经构最优化，是比较困难的。因为国内各城市能源结构、价格均不相同，经济实力也存在较大差异，还受到环保和消防等多方面的制约。以上各种因素并非固定不变，而是在不断发展和变化。近些年来由于供电紧缺使直燃机销量上升或因为供电充裕、油价上涨又使直燃机销量下跌的情况，都说明了冷热源的选择与能源、经济是密切相关的。一个大、中型工程项目一般有几年建设周期，在这期间随着能源市场的变化而更改原来的冷热源方案也完全可能。在初步设计时应有所考虑，以免措手不及。1具有城市、区域供热或工厂余热时，应优先采用，这是国家能源政策，节能标准一贯的指导方针。发展城市热源是我国城市供热的基本政策，北方城市发展较快，夏热冬冷地区的部分城市已在规划中，有的已在逐步实施。我国工矿企业余热资源潜力很大，化工、建材企业在生产过程中也产生大量余热，这些余热都可能转化为供冷供热的热源，从而减少重复建设，节约一次能源。21996年建设部在《市政公用事业节能技术政策》中提出发展城市燃气事业，搞好城市燃气发展规划、贯彻多种气源、合理利用能源的方针。目前，除城市煤气发展较快以外．西部天然气迅速开发，西气东输工程已在实施，输气管起自新疆塔里木的轮南地区．途经甘肃、宁夏、山西、河南、安徽、江苏、上海等地，2004年贯通，可稳定供气30年。四川天然气也将往东敷设管道，2004年送气到湖北、湖南等地。同时，中俄将共设管道引进俄国天然气，深圳正在建设液化天然气码头，用于广东南部地区。天然气燃烧转化效率高、污染少是较好的清洁能源，而且可以通过管道长距离输送，这些优点正是其他发达国家迅速发展的主要原因。用于空气调节冷热源关键在于气源成本，推广采用燃气型直燃机或燃气锅炉具有如下优点：(1)有利于环境质量的改善；(2)解决燃气季节调峰；(3)平衡电力负荷；(4)提高能源利用率。3在没有任何城市热源和气源的地区，空气调节冷热源可在压缩式和燃油吸收式机组中通过技术经济比较后确定。4当具有电、城市供热、天然气、城市煤气、油等其中两种以上能源时。为提高一次能源利用率及热效率。可按冷热负荷要求采用几种能源合理搭配作为空气调节冷热源。如电+气(天然气、人工煤气)、电+蒸汽、电+油等。实际上很多工程都通过技术经济比较后采用了这种复合能源方式，取得了较好的经济效益。城市的能源结构应该是电力、热、燃气同时发展并存，同样，空气调节也应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。5根据多年设计运行的实践，空气源热泵在夏热冬冷地区得到较好的应用，在写字楼、银行、商店等班日间使用为主的建筑中应用广泛．如上海约占高层建筑的25％，武汉、南京等地也大量采用，其原因如下：(1)我国夏热冬冷地区一般无城市热源；(2)\n空气源热泵冷热量比例较适合该地区建筑物的冷热负荷，不会因为冷热负荷比例不当而导致机组的不适当选型；(3)该地区冬季相对湿度较高，为避免夜间低温高湿造成热泵机组化霜停机的影响，所以用于以日间使用为主的建筑；(4)机组安装方便。不占机房面积，管理维护简单，更适合于城区建筑。必须指出：由于热泵机组价格较高，耗电较多，采用时应进行全方位比较，一般适用于中小建筑。6水源热泵是一种以低位热能做能源的中小型热泵机组，具有以下优点：(1)可利用地下水、江、河、湖水或工业余热作为热源，供采暖和空气调节系统用，采暖运行时的性能系数(COP)--般大于4，节能效果明显；(2)与电制冷中央空气调节相比，投资相近；(3)调节，运转灵活方便，便于管理和计量收费。7水环热泵系统是利用水源热泵机组进行供冷和供热的系统形式之一，20世纪60年代首先由美国提出，国内从20世纪90年代开始，已在一些工程中采用。系统接负荷特性在各房间或区域分做布置水源热泵机组，根据房间各自的需要，控制机组制冷或制热．将房间余热传向水侧换热器(冷凝器)或从水侧吸收热量(蒸发器)；以双管封闭式循环水系统将水侧换热器连接成并联环路，以辅助加热和排热设备供给系统热量的不足和排除多余热量。水环热泵系统的主要优点是：机组分散布置，减少风道占据的空间，设计施工简便灵活、便于独立调节，能进行制冷工况和制热工况机组之间的热回收，节能效益明显；比空气源热泵机组效率高，受室外环境温度的影响小，因此，推荐（宜)在全年空气调节且同时需要供热和供冷的建筑物内使用。水环热泵系统没有新风补给功能，需设单独的新风系统，且不易大量使用新风，压缩机分散布置在室内，维修、消除噪声、空气净化、加强等也较集中式空气调节复杂。因此，应经过经济技术比较后采用。水环热泵系统的节能潜力主要表现在冬季供热时。有研究表明，由于水源热泵机组夏季稍冷COP值比集中式空气调节的冷水机组低，冬暖夏热的我国南方地区(例如福建、广东等)使用水环热泵系统，比集中式空气调节反而不节能，因此，上述地区不宜采用。8蓄冷(热)空气调节系统近几年在中国发展较快，其意义在于可均衡当前的用电负荷，缩小峰备用电差，减少电厂投资，提高电输配电效率，对国家和电力部门具有重要的意义和经济效益。对用户来说，有多大的实惠，主要看当地供电部门能够给出的优惠政策，包括分时电价和奖励。经过几年国内较多工程实践说明，双工况螺杆主机和蓄冷设备的质量一般都较好，在设计上关键是搞好系统设计和系统控制以及合理的设备选型。经过技术经侪论证，当用户能在可以接受的年份内回收所增加的初投资时，宜采用蓄冷(热)空气调节系统。7.1.2  在电力充足、供电政策和价格优惠的地区。符合下列情况之一时，可采用电力为供热能源：1  以供冷为主，供热负荷较小的建筑；2无城市、区域热源及气源．采用燃油、燃煤设备受环保、消防严格限制的建筑；3  夜间可利用低谷电价进行蓄热的系统。采用电锅炉、电热水器的原则。新增条文。\n电锅炉、电热水器采用高品位的电能，热效率又低、运行费用又高，用于空气调节热源是不合适的。这在国家现行标准《旅游旅馆建筑热工与空气调节节能设计标准》(GB50189)中以及较多的设计技术措施中早有规定。在20世纪口O年代全国供电紧张时，国家电力局也曾发文严禁采用电锅炉的使用。近几年来，随着我国电力建设的快速发展、经济结构调整和人民生活质量的提高，各地用电结构发生了很大的变化，高峰需求增加，低谷电大量减少，电网峰谷差加大，负荷逐年下降，电网运行日趋困难，资源利用不合理，为此国家电力公司发支推广蓄热式电热锅炉的应用。一些省市的经贸委、环保局、电力公司也联合发文推广应用电热锅炉，鼓励电热消费，并给予优惠，如免收供配电贴费并宴行分时电价等政策。由于供电政策及环保等因素，电热锅炉的采用日趋增多-全国已有数百台电锅炉在设计、安装或运行中。上海被调查的200幢高层建筑中约占21%，北京、杭州、武汉等城市也在逐渐增多，如武汉会展中心(12万M2)、图书城(11万M2)等都采用了冰蓄冷和全蓄热。利用低各电蓄热必然采用电锅炉，由于电力公司给予了较优惠的政策，对美有集中热源的武汉，既起到移峰填谷的作用，也没有污染，业主得到了实惠。考虑到当前电力供应的实际情况及以前对电锅炉的限制使用。本条对采用电锅炉供热做了限制使用的规定。虽然当前电力有些富裕，但合理利用能源，提高能源利用率，节约能源还是我国的基本国策。应该指出电锅炉的使用费是很高的，以武汉2000年电价为例，日间使用时，用平价电的费用比油锅炉高一倍，高峰时电价还要贵，晚间用低谷价的费用是油锅炉的85%。所以电锅炉在日间使用是不经济、不合理的。符合2、3款时采用电锅炉，也应做详细的技术、经挤比较后确定。7.1.3  需设空气调节的商业或公共建筑群，有条件时宜采用热、电、冷联产系统或设置集中供冷、供热站。热、电、冷联声与建筑群集中供冷、供热。新增条文。《中华人民共和国节约能源法》中明确提如：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、煤气三联技术，提高热源综合利用率。我国有50多万台中小型工业锅炉，平均运行热效率仅50％左右，浪费能源，污染环境。热电联产集中供热的运行效率一般在80％以上。同样是集中供热，逐步淘汰低效的、分散的中、小型锅炉，实现热电联产是提高供热效率的根本出路。同样，我国各大城市商业密集区的建筑都各自设制冷站、设备闲置率高、效率低、管理落后、造成极大的浪费。热电冷联产就是利用现有的热电系统发展供热、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冷水机组供冷，可使热电厂冬夏负荷平衡，高效经济运行。国外在上世纪末大力发展区域供冷、供热系统，这有利于对能源的高效利用，并可减少用户的初投资和管理开支，值得注意。但是．实施这项工程要统筹安排与规划，并需相当的经济实力。所以条文提出“有条件时……”的用语。因此，具有热电条件的商业或公共建筑群，应积极创造条件实施热、电联产或热、电、冷联产系统。7.1.4  符合下列情况之一时，宜采用分散设置的风冷、水冷式或蒸发冷却式空气调节机组：1  空气调节面积较小，采用集中供冷、供热系统不经济的建筑；2需设空气调节的房间布置过于分散的建筑；\n2设有集中供冷、供热系统的建筑中，使用时间和要求不同的少数房间；3需增设空气调节，而机房和管道难以设置的原有建筑；5  居住建筑。分散设置整体或分体式空气调节机的原则。新增条文。本条指出某些需空气调节的建筑或房间，采用分散设置的空气调节机比设集中空气调节更经济合理的几种情况。风冷小型空气调节机组品种繁多，有单冷(热泵)空气调节机组、冷(热)水机组等。当分散较多且室外机难以布置时，也可采用水冷型机组，但需设置冷却塔，在冷却水管的设置及运行管理上都比较麻烦。因此，较少采用。蒸发冷却式机组采用蒸发式冷凝器，制降性能系数比风冷式高，节能性好。目前际高制冷空凋设备有限公司并发生产的蒸发冷却式机组，是一种小型冷水机组。其系列产品中制冷性能系数(COP)最高的可达到3．85，比现行国家标准《蒸汽压缩循环冷水(热泵)机组户用或类似用途的冷水(热泵)机组》(GB／T184302)中的COP规定值高出近40%，节能效果显著，对于高楼、大户型多室住宅或商住楼较为适用。7.1.5  电动压缩式机组的总装机容量，应按本规范第6.2.15条计算的冷负荷选定，不另作附加。总装机容量问题。强制条文。对装机容量问题。1990年在编制《游旅馆建筑热工与空气调节节能设计标准》(GB50189)时，曾进行过详细的调查和测试。结果表明：制冷设备装机容量普遍选大。这些大马拉小车或机组闲置的情况，浪费了冷暖设备和变配电设备和大量资金。事隔十年，对国内空气调节工程的总结和运转实践说明，装机容量偏大的现象虽有所好转，但在一些工程中仍有存在，主要原固是：1负荷计算方法不够准确；2不切实际地套用负荷指标；3设备选型的附加系数过大。为此率条规定冷暖设备选择应以正确的负荷计算为准。不附加设备选型系数的理由是：当前设备性能质量大大提高，冷热量均能达到产品样本所列数值。另外，管道保温材料性能好、构造完善，冷、热损失较少。目前采用的计算方法虽然比较科学、完善，但其结果和运转实践仍有一定的偏离。一般均可补足上述较少的冷、热损失。上述情况是针对单幢建筑的系统而言。对于管线较长的小区管网，应接具体情况确定。7.1.6  电动压缩式机组台数及单机制冷量的选择，应满足空气调节负荷变化规律及部分负荷运行的调节要求，一般不宜少于两台；当小型工程仅设一台时，应选调节性能优良的机型。机组台数选择。机组台数的选择应按工程大小、负荷运行规律而定，一般不宜少于2台；大工程台数也不宜过多。为保证运转的安全可靠性，小型工程选用一台机组时应选择多台压缩机分路联控的机组即多机头联控型机组。虽然目前冷水机组质量都比较好，有的公司承诺几万小时或10年不大修，但电控及零部件故障是难以避免的。7.1.7  选择电动压缩式机组时，其制冷剂必须符合有关环保要求，采用过渡制冷剂时，其使用年限不得超过中国禁用时间表的规定。关于电动压缩式机组制冷剂的选择。新增条文。强制条文。\n1991年我国敢府签署了《关于消耗臭氧层物质的蒙特利尔协议书》伦敦修正案，成为按该协议书第五条第一款行事的缔约国。我国编制的《中国消耗臭氧层物质逐步淘汰国家方案》由国务院批准。该方案规定，对臭氧层有破坏作用的CFO-LL、CFC-12制冷剂最终禁用时间为2010年1月1日。对于当前广泛用于空气调节制冷设备的HCFC-22以及HCFC-123制冷剂，则按国际公约的规定执行。我国的禁用年限为2040年。目前，在中国市场上供货的合资、进口及国产压缩式机组已没有采用CFCS制冷剂。HCFC一22属过渡制冷剂，至今全球都在寻求替代物，但还设有理想的结论。压缩式冷水机组的使用年限较长，一般在20年以上，当选用过渡制冷剂时应考虑禁用年限。7.2电动压缩式冷水机组7.2.1 水冷电动压缩式冷水机组，宜按表7.2.1内的制冷量范围，经过性能价格比进行选择。表7.2.1水冷式冷水机组选型范围单机名义工况制冷量（KW）冷水机组机型≤116往复式、涡旋式116-700往复式螺杆式700-1054螺杆式1054-1758螺杆式离心式≥1758离心式注：名义工况指出水温度7℃，冷却水温度30℃.7.2.2水冷、风冷式冷水机组的选型，应采用名义工况制冷性能系数(COP)较高的产品。制冷性能系数(COP)应同时考虑满负荷与部分负荷因素。7.2.3在有工艺用氨制冷的冷库和工业等建筑，其空气调节系统采用氨制冷机房提供冷源时，必须符合下列条件：　　1应采用水/空气间接供冷方式，不得采用氨直接膨胀空气冷却器的送风系统；　　2氨制冷机房及管路系统设计应符合国家现行标准《冷库设计规范》(GB50072)的规定。7.2.4采用氨冷水机组提供冷源时，应符合下列条件：　　1氨制冷机房单独设置且远离建筑群；　　2采用安全性、密封性能良好的整体式氨冷水机组；　　3氨冷水机排氨口排气管，其出口应高于周围50m范围内最高建筑物屋脊5m；　　4设置紧急泄氨装置。当发生事故时，能将机组氨液排入水池或下水道。7．3热泵7.3.1空气源热泵机组的选型，应符合下列要求：　　1机组名义工况制冷、制热性能系数(COP)应高于国家现行标准；　　2具有先进可靠的融霜控制，融霜所需时间总和不应超过运行周期时间的20％；　　3\n应避免对周围建筑物产生噪声干扰，符合国家现行标准《城市区域环境噪声标准》(GB3096—82)的要求；4在冬季寒冷、潮湿的地区，需连续运行或对室内温度稳定性有要求的空气调节系统，应按当地平衡点温度确定辅助加热装置的容量。空气源热泵冷（热）水机组选型原则。新增条文。本条提出选用空气源热泵冷(热)水机组时应注意的问题：1空气源热泵机组的耗电量较大，价格也高，选型时应优选机组性能系数较高的产品，以降低投资和运行成本。此外，先进科学的融霜技术是机组冬季运行的可靠保障。机组冬季运行时，换热盘管强度低于露点温度时，表面产生冷凝水，冷凝水低于0℃就会结霜，严重时就会堵塞盘管，明显降低机组效率，为此必须除霜。除霜方法有多种，包括原始的定时控制、温度传感器控制和近几年发展的智能控制，最佳的除霜控制应是判断正确，除霜时间短，做刭完美是很难的。设计选型时应进一步了解机组的除霜方式、通过比较判断后确定。2机组多数安装在屋面，应考虑机组噪声对周边建筑环境的影响，尤其是夜间远行，若噪声超标不但会遭到投诉，还会被勒令停止运行。3在北方寒冷地区采用空气源热泵机组是否合适，根据一些文献分析和对北京、西安、郑州等地实际使用单位的调查。归纳意见如下；(1)日间使用．对室温要求不太高的建筑可以采用；(2)室外计算温度低于一10℃的地区，不宜采用；(3)当室外强度低于空气源热泵平衡点温度（即空气源热泵供热量等于建筑牦热量时的室外计算温度)时，应设置辅助热源。在辅助热源使用后，应注意防止冷凝温度和蒸发温度超出机组的使用范围。以上仅从技术角度指出了空气源热泵在寒冷地区的使用，设计时还蓄从经济角度全面分析。在有集中供热的地区，就不宜采用。国外一些公司已推出适用于低温环境(一10～一15℃)运行的机组，为在寒冷地区推广应用空气源热泵创造了条件。同时，空气源热泵还可以拓宽现有的应用途径，倒如和水源热泵串级应用，为低温热水辐射采暖系统提供热源等等。我国幅员辽阔、气温差异较大，对空气源热泵的应用应按可靠性与经济性为原则因地制宜地结合当地的综合条件而确定。7.3.2空气源热泵冷热水机组冬季的制热量，应根据室外空气调节计算温度修正系数和融霜修正系数，按下式进行修正：Q=qK1K2（7.3.2）式中Q———机组制热量(kW)； 　　q———产品样本中的瞬时制热量(标准工况：室外空气干球温度7℃、湿球温度6℃)(KW)； 　　K1———使用地区室外空气调节计算干球温度的修正系数，按产品样本选取； 　　K2———机组融霜修正系数，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、湿度选取或向生产厂家咨询。空气源热泵冷(热)水机组制热量计算．新增条文。热泵制热量的标准工况是按干球温度7℃、湿球温度6℃制定的。在相同出水温度的情况下，热泵机组的制热量随空气干球温度的降低而减小。不同温度和相对湿度对工况下的实际制热量修正系数在备品牌的热泵样本中已列出，选型时应按所在地区空气调节室外计算温度选取。在产品样本中，热泵的制热量仅是瞬时热量。当盘管表面温度低于O℃\n时，盘管上的凝结水就会结霜、结冰、机组效率迅速下降，达到规定限度时，进行一个融霜循环。机组融霜过程中，停止供热，水温已经下降，这其检机组又从水系统中吸收热量用于除霜，又进一步降低水温。一般除霜周期为3min，等于停机6min，即为1／10h。所以一次除霜时机组应乘以0．9的系数。7.3.3水源热泵机组采用地下水、地表水时，应符合以下原则：　　1机组所需水源的总水量应按冷(热)负荷、水源温度、机组和板式换热器性能综合确定。　　2水源供水应充足稳定，满足所选机组供冷、供热时对水温和水质的要求，当水源的水质不能满足要求时，应相应采取有效的过滤、沉淀、灭藻、阻垢、除垢和防腐等措施。3采用集中设置的机组时，应根据水源水质条件确定水源直接进入机组换热或另设板式换热器间接换热；采用分散小型单元式机组时，应设板式换热器间接换热。水源热泵设计造型时应注意的原则。新增条文。水源热泵空气调节系统的应用在北美及北欧等国家已相当普遍与成熟，但我国还处于起步阶段。虽然已有一些工程在使用，据调查，存在不少问题，原因在于搞好水源热泵空气调节系统设计不完全取决于设备的质量与系统的设计，更关键的是要水文地质资料的正确性。机组运行时水源的可靠性与稳定性。1在工程方案设计时，通常可假设所使用的水源温度计算出机组所需的总水量。然后进行技术经济比较。在确定采用水源热泵系统后，应按以下步骤进行：用地下水为水源时，应首先在工程所在地盘完成试验井、测出水量、水温及水质资料，然后按工程冷、热负荷及所选的机组性能、板换的设计温差确定需要水源的总水流量，最后决定地下井的数量和位置。采用地表水时，还应注意冬夏水温的变化及水位涨落的变化。2充足稳定的水量、合适的水温、合格的水质是水源热泵系统正常运行的重要因素。机组冬、夏季运行时对水源温度的要求不同．一般冬季不宜低于10℃、夏季不宜高于30℃，采用地表水时应特别注意。有些机组在冬季可采用低于10℃的水源，但使用时应进行技术经济比较。关于水质，在目前还未设有机组产品标准的情况下，可参照下列要求：PH值为6．5～8．5，CAO含量<200MG／L，矿化度<3G／L，CL-sqrt2时，亦即振动传递率小于1，隔振器才能起作用，其比值愈大,隔振效果愈好。虽然在理论上，f/f0愈大愈好，但因设计很低的f0，不但有困难、造价高，而且当f／f0>5时，隔振效果提高得也很缓慢，通常在工程设计上选用f／f0=2．5～5．因此规定设备运转频率(即扰动频率或驱动频率)与隔振器的固有频率之比，应大于或等于2.5。\n弹簧隔振器的固有频率较低(一般为2～5Hz)，橡胶腔隔振器的固有频率较高(一般为5～10Hz)，为了发挥其应有的隔振作用，使f／f0=2．5～5，因此，本规范规定当设备转速小于或等于1500r／min时．宜选用弹簧隔振器；设备转速大于1500r／min时，宜选用橡胶等弹性材料垫块或橡胶隔振器。对弹簧隔振器适用范围的限制，并不意味着它不能用于高转速的振动设备，而是因为采用橡胶等弹性材料已能满足隔振要求，而且做法简单，比较经济。原规范规定设备运转频率与弹簧隔振器或橡胶隔振器垂直方向的固有频率之比，应大于或等于2，此次修订改为2．5，这意味着隔振效率出67％提高到80%。各类建筑由于允许噪声的标准不同，因而对隔振的要求也不尽相同。由设备隔振而使与机房毗邻房间内的噪声降低量NR可由经验公式(18)得出：NR=12．5lg(l／T)(18)允许振动传递率T随着建筑和设备的不同而不同，具体建议值见表11。表11不同建筑类别允许的振动传递率T的建议值建筑类别振动传递率T音乐厅、歌剧院0.01-0.05办公室、会议室、医院、住宅、学校、图书馆0.05-0.2多功能体育馆、餐厅0.2-0.4工厂、车库、仓库0.8-1.52为了保证隔振器的隔振效果并考虑某些安全因素，橡胶隔振器的计算压缩变形量，一般按制造厂提供的极限压缩量的1／3～l／2采用；橡胶隔振器和弹簧隔振器所承受的荷载，均不应超过允许工作荷载；由于弹簧隔振器的压缩变形量大，阻尼作用小。其振幅也较大，当设备启动与停止运行通过共振区其共振振幅达到最大时，有可能对设备及基础起破坏作用。因此，条文中规定，当共振振幅较大时，弹簧隔振器宜与阻尼大的材料联合使用。3当设备的运转频率与弹簧隔振器或橡胶隔振器垂直方向的固有频率之比为2．5时，隔振效率约为80％，自振频率之比为4～5时，隔振效率大于93％，此时的隔振效果才比较明显。在保证稳定牲的条件下，应尽量增大这个比值。根据固体声的特性，低频声域的隔声设计应遵循隔振设计的原则，即仍遵循单自由度系统的强迫振动理论，高频声域的隔声设计不再遵循单自由度系统的强迫振动理论，此时必须考虑到声波沿着不同介质传播所发生的现象，这种现象的愿理是十分复杂的，它既包括在不同介质中介封上的能量反射，也包括在介质中被吸收的声波能量。根据上述现象及工程实践，在隔振器与基础之间再设置一定厚度的弹性隔振垫，能够减弱固体声的传播。9.3.5符合下列要求之一时，宜加大隔振台座质量及尺寸：1设备重心偏高；2设备重心偏离中心较大，且不易调整；3  不符合严格隔振要求的。对隔振台座的要求。加大隔振台座的质量及尺寸等，是为了加强隔振基础的稳定性和降低隔振器的固有频率，提高隔振效果。设计安装时，要使设备的重心尽量落在各隔振器的几何中心上，整个振动体系的重心要尽量低，以保证其稳定性。同时应使隔振器的自由高度尽量一致，基础底面也应平整，使备隔振器在平面上均匀对称，受压均匀。9.3.6  冷(热)水机组、空气调节机组、通风机以及水泵等设备的进口、出口管道，宜采用软管连接。水泵出口设止回阀时，宜选用消锤式止回阀。9.3.7  受设备振动影响的管道，应采用弹性支吊架。减缓固体传振和传声的措施。\n为了减缓通风机和水泵设备运行时,通过刚性连接的管道产生的固体传振和传声，同时防止这些设备设置隔振器后，由于振动加剧而导致管道破裂或设备损坏，其进出口宜采用软管与管道连接。这样做还能加大隔振体系的阻尼作用，降低通过共振时的振幅。同样道理，为了防止管道将振动设备的振动和噪声传播出去，支吊架与管道同应设弹性材料垫层。管道穿过机房围护结构处，其与孔洞之间的缝隙，应使用具备隔声能力的弹性材料填充密实。