空气调节
7.1 一般规定
7.1.1 符合下列要求条件之一时，应设置空气调节：
1 采用采暖通风达不到人体舒适或机电设备等对室内环境的要求，或条件不允许、不经济时；
2 采用采暖通风达不到工艺对室内温度、湿度、洁净度等要求时；
3 对提高工作效率和经济效益有显著作用时；
4 对保证身体健康、促进康复有显著效果时。
【条文说明】7.1.1 设置空气调节的条件。
“采用采暖通风达不到人体舒适或机电设备等要求的室内环境”的情况一般指夏季室外空气温
度不低于室内空气温度，无法通过通风降温的情况。
“条件不允许、不经济”的情况举例：地下室发热量较大的机电设备用房，只要室外温度低于室内允许最高温度，理论上采用通风可以满足要求，但夏季温度较高的地区所需设计通风量很大，
进排风口和风道尺寸占据空间很大，土建条件不能满足要求，也不可能为此增加层高，采用简单
的空气调节设备往往更节省一次投资；一些空气调节建筑仅存在少量需冬季供暖的房间，为此设
置独立的散热器采暖一次投资增加较大，如热负荷很大，利用较低温度的空气调节热水没有条件
设置大量散热器时，可设置强制对流散热的风机盘管等。
当设置空调后，提高了人员工作效率，从而增加了经济效益；在医疗方面，设置空调后有益于
疾病的康复和恢复疲劳等作用；
7.1.2 高大空间仅下部为人员活动区时，宜采用分层空气调节。
【条文说明】
7.1.2 对于高大空间，当工艺或使用要求允许仅在下部区域进行空调时，采用分层式送风或下部送
风的气流组织方式，可达到节能的目的。
7.1.3 工艺性空气调节在满足工艺要求的条件下，宜减少空气调节区的面积和散热、散湿设备。
【条文说明】
7.1.3 此条仅限于民用建筑中的工艺性空气调节。工艺性空气调节对温湿度要求高，相应投资及运
行费用也很高。在满足工艺要求的条件下，合理规划和布局，减少空调区的面积和散热、散湿设
备，可达到节约投资及运行费用的目的。同时减少散热、散湿设备也利于达到温湿度控制要求。
7.1.4 空气调节区内的空气压力应满足下列要求：
1 舒适性空气调节区宜保持一定的正压。一般舒适性空气调节的室内正压值宜取5Pa，最大不
应超过50Pa。
2 工艺性空气调节区按工艺要求确定。
【条文说明】
7.1.4 空气调节区的空气压力。
保持空气调节建筑对室外的相对正压，能防止室外空气侵入，有利于保证房间清洁度和室内参数少受外界干扰。因此有正压要求的空气调节区送风应根据区域的严密程度校核其新风量，例
70
如公共建筑门厅等开敞高大空间，当送风为按人员卫生要求确定的最小新风量时，不应机械排风，
以免大量室外空气侵入。
建筑物内不同的区域空气相对静压程度不同；例如：设置空气调节的电梯厅、走道，相对于办公等房间和卫生间，以及餐厅相对其他空气调节区和厨房，都应为正负压的中间区域；医院传
染病房和一些设置空气调节设备的附属房间等，根据需要还应保持负压；因此对空气调节区域的
正压和最小正压值不做强制性要求。
舒适性空气调节区域的正压值不应过大，新风量大于维持正压所需风量时，宜设机械排风并回收热量后将多余风量排出室外。
工艺性空气调节区域指民用建筑中，工艺要求洁净度标准较高或温湿度精度较高的房间，以及有工艺要求的民用建筑，例如医院及其手术室（手术室及其附属用房正压和负压要求应符合《医
院洁净手术部建筑技术规范》（GB 50333）的有关规定）等。
7.1.5 舒适性空气调节的建筑热工设计应根据建筑物性质和所处的建筑气候分区，符合相关国家
现行节能设计标准的规定。
【条文说明】7.1.5 舒适性空气调节的建筑热工设计。
建筑热工设计包括以下各项：
1 建筑围护结构的各项热工指标（围护结构传热系数、透明屋顶和外窗（包括透明幕墙）的遮阳系数、外窗和透明幕墙的气密性能）；
2 建筑窗墙面积比（包括透明幕墙）、屋顶透明部分与屋顶总面积之比；
3 外门的设置要求；
4 外部遮阳设施的设置要求；
5 围护结构热工性能的权衡判断等。
严寒和寒冷地区、夏热冬冷地区、夏热冬暖地区的居住建筑应分别符合《民用建筑节能设计标准》（采暖居住建筑部分）(JGJ26)、《夏热冬冷地区居住建筑节能设计标准》(JGJ134)、《夏热冬
暖地区居住建筑节能设计标准》(JGJ75)的有关规定。
公共建筑应符合《公共建筑节能设计标准》(GB 50189)的有关规定。
7.1.6 工艺性空调区围护结构传热系数不应大于表7.1.6 中规定的数值，并应符合相关国家现行节
能设计标准的规定。
表表7.1.6 工艺性空气调节区围护结构最大传热系数K 值（W /（m 2 ? ℃））
围护结构名称
室温波动范围（℃）
±0.1～0.2 ±0.5 ≥±1.0
屋顶- - 0.8
顶棚0.5 0.8 0.9
外墙- 0.8 1.0
内墙和楼板0.7 0.9 1.2
注：表中内墙和楼板的有关数值，仅使用于相邻空调区的温差大于3℃时。
【条文说明】7.1.6 建筑物围护结构的传热系数K 值的大小，是能否保证空调区正常使用条件，影
响空调工程综合造价高低，维护费用多少的主要因素之一。K 值愈小，则耗冷量愈小，空调系统
愈经济。而K 值又受建筑结构与材料等投资影响，不能无限制地减小。传热系数K 值的选择与保
71
温材料价格及导热系数、室内外计算温差、初投资费用系数、年维护费用系数以及保温材料的投
资回收年限等各项因素有关，而不同地区的热价、电价、水价、保温材料价格及系统工作时间等
也不是不变的，很难给出一个固定不变的经济K 值。因此，对工艺性空调而言，围护结构的传热
系数应通过技术经济比较确定合理的K 值。表7.1.6 中围护结构最大传热系数K 值，是仅考虑围
护结构传热对空气调节精度的影响确定的。目前国家现行节能设计标准，对不同的建筑、气候分
区，都有不同的最大K 值规定。因此，当表中数值大于国家现行节能设计标准规定时，应取2 者
中较小的数值。
7.1.7 工艺性空调区，当室温波动范围小于或等于±0.5℃时，其围护结构的热惰性指标，不应小
于表7.1.7 的规定。
表表7.1.7 工艺性空调区围护结构最小热惰性指标D 值
围护结构名称
室温波动范围（℃）
±0.1～0.2 ±0.5
屋顶- 3
顶棚4 3
外墙- 4
【条文说明】7.1.7 热惰性指标D 值直接影响室内温度波动范围，其值大则室温波动范围就小，其
值小则相反。
7.1.8 工艺性空调区的外墙、外墙朝向及其所在层次，应符合表7.1.8 的要求。
表表7.1.8 工艺性空调区外墙、外墙朝向及其所在层次
室温允许波动范围（℃）外墙外墙朝向层次
±0.1～0.2 不应有外墙- 宜避免在顶层
±0.5 不宜有外墙如有外墙，宜北向宜底层
≥1.0 宜减少外墙宜北向宜底层
注：1 室温允许波动范围小于或等于±0.5℃的空调区，宜布置在室温允许波动范围较大的空调区之中，当布置在
单层建筑物内时，宜设通风屋顶。
2 本条与本规范第7.1.9 条规定的“北向”，适用于北纬23.5°以北的地区；北纬23.5°及其以南的地区，可相应
地采用南向。
【条文说明】7.1.8 根据实测表明，对于空调区西向外墙，当其传热系数为0.34 ～0.40W/(m 2 ·℃)，
室内外温差为10.5 ～24.5℃时，距墙面100mm 以内的空气温度不稳定，变化在±0.3℃以内；距墙
面100mm 以外时，温度就比较稳定了。因此，对于室温允许波动范围大于或等于±1.0℃的空调区
来说，有西向外墙，也是可以的，对人员活动区的温度波动不会有什么影响。但从减少室内冷负
荷出发，则宜减少西向外墙以及其他朝向的外墙；如有外墙时，最好为北向，且应避免将空调区
设置在顶层。
为了保持室温的稳定性和不减少人员活动区的范围，对于室温允许波动范围为±0.5℃的空调区，不宜有外墙，如有外墙，应北向；对于室温允许波动范围为±0.1 ～0.2℃的空调区，不应有外
墙。
屋顶受太阳辐射热的作用后，能使屋顶表面温度升高35 ～40℃，屋顶温度的波幅可达±28℃。
为了减少太阳辐射热对室温波动要求小于或等于±0.5℃空调区的影响，所以规定当其在单层建筑
72
物内时，宜设通风屋顶。
在北纬23.5°及其以南的地区，北向与南向的太阳辐射照度相差不大，且均较其他朝向小，故可采用南向或北向外墙。对于本规范第7.1.9 条来说，则可采用南向或北向外窗。
7.1.9 工艺性空调区的外窗应符合下列要求
1 室温波动范围大于±1.0℃时，外窗宜设置在北向；
2 室温波动范围为±1.0℃时，不应有东西向外窗；
3 室温波动范围为±0.5℃时，不宜有外窗，如有外窗应设置在北向。
【条文说明】7.1.9 工艺性空调区的外窗朝向。
根据调查、实测和分析：当室温允许波动范围大于±1.0℃时，从技术上来看，可以不限制外窗朝向，但从降低空调系统造价考虑，应尽量采用北向外窗；室温允许波动范围为±1.0℃的空调
区，由于东、西向外窗的太阳辐射热可以直接进入人员活动区，故不应有东、西向外窗；据实测，
室温允许波动范围为±0.5℃的空调区，对于双层毛玻璃的北向外窗，室内外温差为9.4℃时，窗对
室温波动的影响范围在200mm 以内，故如有外窗，应北向。
7.1.10 工艺性空调区的门和门斗，应符合表7.1.10 的要求。舒适性空调区开启频繁的外门，宜设
门、旋转门或弹簧门等，必要时设置空气幕。
表表7.1.10 工艺性空调区的门和门斗
室温波动范围（℃）外门和门斗内门和门斗
±0.1～0.2 不应设外门
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℃的邻室
±0.5 不应设外门，必须设外门时，必须设门斗门两侧温差大于3℃时，宜设门斗
≥±1.0 不宜设外门，如有经常开启的外门，应设门斗门两侧温差大于7℃时，宜设门斗注：外门门缝应严密，当门两侧温差大于7℃时，应采用保温门。
【条文说明】7.1.10 从调查来看，一般空调区的外门均设有门斗，内门（指空调区与非空调区或
走廊相通的门）一般也设有门斗（走廊两边都是空调区的除外，在这种情况下，门斗设在走廊的
两端）。与邻室温差较大的空调区，设计中也有未设门斗的，但在使用过程中，由于门的开启对室
温波动影响较大，因此在后来也采取了一定的措施。按北京、上海、南京、广州等地空调区的实
际使用情况，规定门两侧温差大于或等于7℃时，应采用保温门；同时对工艺性（即对室内温度波
动范围要求较严格的）空调区的内门和门斗，作了如条文中表7.1.10 的有关规定。
对舒适性空调区开启频繁的外门，也作了宜设门斗，必要时设置空气幕的规定，并增加了宜设置旋转门、弹簧门等要求。旋转门或弹簧门在现在的建筑物中被广泛应用，它能有效地阻挡通
过外门的冷、热空气渗透。
7.1.11 功能复杂、规模较大的公共建筑的空气调节系统方案设计时，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。
【条文说明】7.1.11 空气调节系统方案比较要求。对规模较大、要求较高或功能复杂的建筑物，
在确定空调方案时，原则上宜对各种可行的方案及运行模式进行全年能耗分析，才能使系统的配
置最合理，从而实现系统设计、运行模式及控制策略的最优化。
73
7.2 空调负荷计算
7.2.1 除在方案设计或初步设计阶段可使用热、冷负荷指标进行必要的估算外，施工图阶段应对
空调区进行冬季热负荷和夏季逐项逐时冷负荷计算。
除在方案设计或初步设计阶段可使用热、冷负荷指标进行必要的估算外，施工图阶段应对空调区进行冬季热负荷和夏季逐项逐时冷负荷计算。
【条文说明】7.2.1 逐时冷负荷计算的要求。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热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，因而作此强制。
7.2.2 空调区的夏季计算得热量应根据下列各项确定：
1 通过围护结构传入的热量；
2 通过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。
【条文说明】7.2.2 空调区的夏季得热量。
在计算得热量时，只能计算空调区域得到的热量（包括空调区自身的得热量和由空调区外传入的得热量，例如分层空调中的对流热转移和辐射热转移等），处于空调区域之外的得热量不应计
算。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）
的空调负荷影响颇大。
7.2.3 空调区的夏季冷负荷应根据各项得热量的种类和性质以及空调区的蓄热特性，分别进行计
算。
【条文说明】7.2.3 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。
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，这取决于得热中是否含有时变的辐射成分。当时变的得热量中含有辐射成分
时或者虽然时变得热曲线相同但所含的辐射百分比不同时，由于进入房间的辐射成分不能被空气
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。
7.2.4 下列各项得热量不应将其逐时值直接作为冷负荷，并按非稳定传热方法计算其形成的冷负
荷：
1 通过围护结构进入的非稳态传热得热量；
74
2 透过外窗进入的太阳辐射得热量；
3 人体散热得量；
4 非全天使用的设备、照明灯具的散热得量等。
【条文说明】7.2.4 明确规定了按非稳态传热方法进行负荷计算的各种得热项目。
7.2.5 下列各项得热量，可按稳定传热方法计算其形成的冷负荷：
1 室温允许波动范围≥±1℃的舒适性空调区，通过非轻型外墙进入的传热量；
2 空调区与邻室的夏季温差＞3℃时，通过隔墙、楼板等内围护结构进入的传热量；
3 人员密集场所、间歇供冷场所的人体散热量；
4 全天使用的照明散热量，间歇供冷空调区的照明和设备散热量等；
5 新风带来的热量。
【条文说明】7.2.5 明确规定了按稳态传热方法进行负荷计算的各种得热项目。
7.2.6 空调负荷宜采用建筑冷负荷计算软件进行计算；采用手算时，宜按以下方法进行计算：1 通过围护结构进入的非稳态传热形成的逐时冷负荷，宜按式（7.2.6-1）计算：
1
( )
E w n
CL KF t t = ?（7.2.6-1）
式中:
E
CL ——外墙、屋顶或外窗形成的逐时冷负荷（W）；
K ——外墙、屋顶或外窗传热系数[W/(m 2 ·℃)]；
F ——外墙、屋顶或外窗传热面积（m 2 ）；
1 w
t ——外墙、屋顶或外窗的逐时冷负荷计算温度（℃），可按本规范附录H 选用；
n
t ——夏季空调室内计算温度（℃）。
2 透过玻璃窗进入的太阳辐射得热形成的逐时冷负荷按式（7.2.6-2）计算：
max clW z J
W W
CL C CD F = （7.2.6-2）
式中:
W
CL ——透过玻璃窗进入的太阳辐射得热形成的逐时冷负荷（W）；
clW C ——冷负荷系数，可按本规范附录H 选用；
z C ——窗遮挡系数，可按本规范附录H 选用；
max J D ——日射得热因数最大值，可按本规范附录H 选用；
W
F ——窗玻璃净面积（m 2 ）。
3 人体、照明和设备等散热形成的冷负荷，宜按式（7.2.6-3）计算：
cl CL C CQ = （7.2.6-3）
式中: CL ——人体、照明和设备等散热形成的逐时冷负荷（W）；
cl C ——冷负荷系数，可按本规范附录H 选用；
C ——修正系数，可按本规范附录H 选用；
Q ——人体、照明和设备散热量。
75
【条文说明】7.2.6 目前空调负荷计算主要有谐波法和传递函数法两种方法，二者建模方法虽不同，
但均能满足空调冷负荷计算要求。经研究比较，计算结果具有较好一致性。由于空调负荷计算是
一个复杂的动态过程，建议采用计算机软件计算；条件不具备时，也可按附录H 提供数据进行计
算。
7.2.7 对可按稳定传热方法计算的冷负荷，其室外或邻室计算温度及传热形成的冷负荷，宜按下
列情况分别确定：
1 对于室温允许波动范围大于或等于±1.0℃的空调区，其非轻型外墙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（7.2.7-1）计算：
w
p
p w p z
J
t t
α
ρ
+ = （7.2.7-1）
式中:
p z
t ——夏季空调室外计算日平均综合温度（℃）；
p w
t ——夏季空调室外计算日平均温度（℃），按本规范第4.1.10 条的规定采用；
p
J ——围护结构所在朝向太阳总辐射照度的日平均值（W/m 2 ）；
ρ——围护结构外表面对于太阳辐射热的吸收系数；
w
α——围护结构外表面换热系数[W/(m 2 · )] ℃ 。
2 对于隔墙、楼板等内围护结构，当邻室为非空调区时，采用邻室计算平均温度，按式（7.2.7-2）
计算：
s l p w s l
t t t Δ + = （7.2.7-2）
式中:
s l
t ——邻室计算平均温度（℃）；
p w
t ——同式（7.2.7-1）；
s l
t Δ ——邻室计算平均温度与夏季空调室外计算日平均温度的差值（℃），宜按表7.2.7
采用。
表表7.2.7 温度的差值（℃ ）
邻室散热量（W/ m 3 ）
s l
t Δ
很少（如办公室和走廊等）0 ~ 2
<23 3
23 ~ 116 5
3 对于室温允许波动范围大于或等于±1.0℃的空调区，其非轻型外墙传热形成的冷负荷，可近似按式（7.2.7-3）计算。
( )
E z p n
CL KF t t = ?（7.2.7-3）
76
式中:
E
CL 、K 、F 、
n
t ——同式（7.2.6-1）；
p z
t ——同式（7.2.7-1）；
注：当屋顶处于空调区之外时，只计算屋顶传热进入空调区的辐射部分形成的冷负荷。
4 空调区与邻室的夏季温差大于3℃时，宜按式（7.2.7-4）计算通过隔墙、楼板等内围护结构传热形成的冷负荷：
( )
Ein ls n
CL KF t t = ?（7.2.7-4）
式中:
Ein
CL ——内围护结构传热形成的冷负荷（W）；
K 、F 、
n
t ——同式（7.2.6-3）；
ls
t ——邻室计算平均温度（℃）。
7.2.8 空调区的夏季冷负荷应满足下列规定：
1 舒适性空调区，夏季可不计算通过地面传热形成的冷负荷；工艺性空调区有外墙时，宜计算距外墙2m 范围内地面传热形成的冷负荷；
2 计算人体、照明和设备等冷负荷时，应考虑人员的群集系数、同时使用系数、设备功率系数和通风保温系数等；
3 高大空间采用分层空调时，可按全室空调逐时冷负荷的综合最大值乘以小于1的经验系数，
作为空调区的冷负荷。
【条文说明】7.2.8 空调区的夏季冷负荷。
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。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。
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。
高大空间空调负荷：公共建筑高大空间一般利用合理的气流组织，仅对下部空间(空气调节区)
进行空气调节，其上部较大空间则采取通风排热，该空气调节方式称为分层空气调节。分层空气
77
调节都具有较好的节能效果，一般可达30％左右，其空调负荷可按全室空调逐时冷负荷的综合最
大值乘以小于1 的经验系数进行计算。
7.2.9 空调区的夏季计算散湿量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
系数以及通风系数等，并根据下列各项确定：
1 人体散湿量；
2 渗透空气带入的湿量；
3 化学反应过程的散湿量；
4 各种潮湿表面、液面或液流的散湿量；
5 食品或气体物料的散湿量；
6 设备的散湿量；
7 地下建筑围护结构的散湿量。
【条文说明】7.2.9 空气调节区的散湿量确定。
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。把散湿量的各个项目一一列出，
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7.2.2 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。
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7.2.6
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。
7.2.10 空调系统的夏季冷负荷应满足下列规定：
1 设有温度自控时，空调系统夏季总冷负荷按所有空调区作为一个整体空间进行逐时冷负荷
计算所得的综合最大小时冷负荷确定；无温度自控时，空调系统夏季总冷负荷按所有空调区逐时
冷负荷的累计值确定；
2 空调系统夏季总冷负荷应计入各项有关的附加负荷。
3 应考虑各空调区在使用时间上的不同，采用小于1 的同时使用系数。
空调系统的夏季冷负荷应满足下列规定：
1 设有温度自控时，空调系统夏季总冷负荷按所有空调区作为一个整体空间进行逐时冷负荷
计算所得的综合最大小时冷负荷确定；无温度自控时，空调系统夏季总冷负荷按所有空调区逐时
冷负荷的累计值确定；
2 空调系统夏季总冷负荷应计入各项有关的附加负荷。
3 应考虑各空调区在使用时间上的不同，采用小于1 的同时使用系数。
【条文说明】7.2.10 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。
78
7.2.11 空调系统的夏季附加负荷应包括以下内容：
1 新风冷负荷；
2 空气处理过程中产生冷热抵消现象引起的冷负荷；
3 空气通过风机、风管的温升引起的冷负荷，当回风管敷设在非空调空间时，应考虑漏入风量对回风参数的影响；
4 风管漏风引起的附加冷负荷；
【条文说明】7.2.11 新风冷负荷应按最小新风量标准和夏季室外空调计算干、湿球温度确定。
7.2.12 空调冷源的容量应为空调系统夏季冷负荷与冷水通过水泵、管道、水箱等部件的温升引起
的附加冷负荷之和。冷水箱温升引起的冷量损失计算，可根据水箱保温情况、水箱间的环境温度、
水箱内冷水的平均温度，按稳定传热进行计算。
【条文说明】7.2.12 空调冷源的容量确定。
空调冷源的容量应考虑冷水系统所引起的附加冷负荷，其计算可参考有关设计资料。
7.2.13 空调区的冬季热负荷按稳定传热计算，室外计算温度应采用冬季空调计算温度，计算方法
详见本规范5.2 节，计算时应计入加热新风所需的热量。
【条文说明】7.2.13 空调区的冬季热负荷确定。
冬季热负荷和采暖房间的热负荷，计算方法是一样的，只是当空调区有足够的正压时，不必计算经由门窗缝隙渗入室内冷空气的耗热量。但是，考虑到空调区内热环境条件要求较高，区内
温度的不保证时间应少于一般采暖房间，因此，在选取室外计算温度时，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。
7.2.14 当空调区有内外分区时，内区的冬季冷负荷可按下列原则确定：
1 内外区有隔墙分隔时，室内照明功率、人员数量、设备功率等宜与夏季取值相同。
2 内外区无隔墙分隔时，室内照明功率、人员数量、设备功率等的取值应根据内区面积、送风方式等因素综合确定。
【条文说明】7.2.14 空调内区的冬季冷负荷确定。
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。内区冬季冷负荷的计算可按有无隔墙进行分类，并
采取不同计算方法，同时，对间歇运行的空调系统，内区应考虑空调系统冬季预热的问题。
7.2.15 下列情况时，宜进行全年动态负荷计算：
1 需要对空调方案进行能耗等技术经济分析时；
2 利用热回收装置回收冷热量、利用室外新风作冷源调节室内负荷、冬季利用冷却塔提供空调冷水等节能措施而需要计算节能效果时；
【条文说明】7.2.15 全年动态负荷计算。
全年动态负荷计算是进行空调方案能耗、经济分析的基础，随着计算机软件的发展，建筑物
全年动态负荷计算也逐渐普及，为建筑设计分析创造了必要的条件。目前常用的建筑能耗分析软
件有：Dest、DOE 等。
7.3 空气调节系统
7.3.1 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、
79
所在地区气象条件与能源状况等，通过技术经济比较确定。
【条文说明】7.3.1 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。
7.3.2 空调区应根据房间功能要求、负荷特性、进深、朝向、分隔等划分，符合下列情况之一的
空调区, 宜分别设置空气调节风系统：
1 使用时间不同；
2 温湿度基数和允许波动范围不同；
3 对空气的洁净要求不同；
4 噪声标准要求不同，以及有消声要求和产生噪声的空调区；
5 同一时间内分别需要供热和供冷的空调区。
【条文说明】7.3.2 空调区域的划分影响因素较多，主要包括：温湿度、使用时间、空气的洁净、
噪声标准及空调负荷特征等。
将不同要求的空调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等空调区可划为同一系统, 而强调不同要求的空调区宜分别设置空气调节风系统。
同一时间内分别需要供热和供冷的空调区，是指不同朝向区域、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调区也常需要不同的送风参数, 推荐按
不同区域划分，分别设置空气调节风系统或末端装置, 易于调节及满足使用要求。
7.3.3 空气中含有易燃易爆物质的空调区应独立设置空气调节风系统。
【条文说明】7.3.3 根据消防规范，对空气调节风系统的划分强调了对空气中含有易燃易爆物质空
调区的要求，具体做法应遵循国家现行有关的防火设计规范。
7.3.4 不同空调区合用空气调节风系统时, 应符合下列原则：
1 空气的洁净要求不同的空调区，对洁净度要求高的区域应作局部处理；
2 噪声标准要求不同的空调区，对噪声标准要求高的空调区应作局部处理。
【条文说明】7.3.4 不同要求的空调区合用空气调节风系统时，强调应对标准要求高的空调区域
进行局部处理。
7.3.5 全空气空调系统的设计应符合下列原则：
1 除工艺特殊要求外，应采用单风管式系统；
2 空调区允许采用较大送风温差或室内散湿量较大时，应采用一次回风系统；
3 要求采用较小送风温差，且室内散湿量较小、相对湿度允许波动范围较大时，可采用二次回风系统；
4 除温湿度波动范围要求严格的房间外，不宜在同一个空气处理系统中，同时有加热和冷却过程。
【条文说明】7.3.5 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。
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
要求严格的空调区；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
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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，往往大于用负荷和允许送风温差计算出的风量），其允许送风温差都较小，为避免再热量的损失，
可以使用二次回风系统。因变动一、二次回风比会影响室内相对湿度的稳定，不适用于散湿量大、
湿度控制要求严格的空调区。
一般情况下，除温湿度波动范围要求严格的房间外，同一个空气处理系统不宜有加热和冷却过程，因热量互相抵消，不符合节能原则。
7.3.6 下列空调区宜采用定风量全空气空气调节系统：
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。
【条文说明】7.3.6 全空气系统存在风管占用空间较大的缺点, 但人员较多的空调区新风比例较
大, 与风机盘管加新风等空气—水系统相比, 多占用空间不明显；人员较多的大空间空调负荷和
风量较大，便于独立设置空气调节风系统，可避免出现多空调区共用一个全空气定风量系统难以
分别控制的问题；全空气定风量系统易于改变新回风比例，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、运行时负荷和风量相对稳定的大空间建筑中采用。
全空气定风量系统易于控制空调区温湿度，消除噪声和过滤净化处理，且气流组织稳定，因此，推荐用于要求温湿度允许波动范围小的系统，以及噪声或洁净度标准高的播音室、净化房间、
医院手术室等空气调节系统。
7.3.7 在经济、技术条件允许时，下列空气调节系统宜采用变风量全空气空气调节系统：
1 同一个空气调节风系统中，各空调区的冷、热负荷变化大、低负荷运行时间长，且需要分别控制各空调区温度；
2 建筑内区全年需要送冷风；
3 卫生等标准要求较高的舒适性空调系统。
【条文说明】7.3.7 变风量全空气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, 近年来在我国应用也有所发展, 因此本规范对其适用条件和要求做出了规
定。
常年需送冷的内区，由于没有多变的建筑围护结构负荷，以相对恒定的送风温度，靠送风量的变化，基本上可满足其负荷变化；而空气调节外区房间较复杂，一些季节为满足各房间和各区
域的不同要求，常送入较低温度的一次风，需要供热的空调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，因此强调需全年送冷的内区更适宜变
风量系统。
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。
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，不宜应用在温湿度精度要求高的工艺性空调区; 由于变风量系统末端装置的一次风速较高、内置风机等会产生较高噪
声,因此，不宜应用于播音室等噪声要求严格的空调区。
81
7.3.8 变风量全空气空气调节系统设计应符合下列要求：
1 应合理划分空调区域；
2 末端装置宜选用压力无关型，其选型应根据负荷特性经计算确定；
3 变风量空调末端装置调节特性应结合其自身自动控制方式确定，并充分考虑二次噪声对室内环境的影响。
4 应采取保证最小新风量要求的措施
5 空气处理机组的最大送风量应根据系统的逐时冷负荷的综合最大值确定，最小送风量应根据负荷变化范围和房间卫生、正压、气流组织及末端装置可变风量范围等因素确定，且不应小
于设计新风量。
6 风机宜采用变速调节，并应采取避免风机运行工作点进入风机不稳定区的措施。
7 应采用扩散性能好的风口。
【条文说明】7.3.8 变风量空调系统的区域划分不同，其空调系统形式也不相同，可采用以下方
案：
1）内区采用全年送冷的变风量空调系统，外区设置风机盘管、散热器、定风量全空气系统等
空调采暖设施。
2）内外区合用变风量集中空气处理机组，外区采用再热型变风量末端装置，再热装置宜采用
热水盘管。
3）内外区分别设置变风量集中空气处理机组，内区全年供冷，外区按季节转换供冷或供热。
外区宜按朝向分别设置集中空气处理机组，使每个系统中各末端装置服务区域的转换时间一致。
变风量空调系统的末端装置形式很多，推荐采用压力无关型。变风量空调系统的末端装置计算可按以下要求进行：
1）一次风的最大设计送风量，应按所服务空调区域的逐时显热冷负荷综合最大值和送风温差
经计算确定；一次风的最小送风量，由末端装置本身的可调范围、温度控制区域的最小新风量和
新风分配均匀性要求，以及采用气流分布要求和加热器工作时送风温差要求等因素确定。2）内置风机的风量、静压应根据末端装置的类型：串联风机、并联风机，进行计算确定。早期变风量末端装置依靠阀门自身的机械性能实现调节流量随开度的变化，如今多数采用直接数字控制技术达到理想的阀门流量调节特性，由于控制技术不同，阀门流量特性不同，不能达
到工艺设计的流量特性，从而导致变风量系统调节、节能运行失败，因此选择变风量末端装置应
同时固定控制模式，并对控制特性在安装前进行抽样标定。变风量末端装置运行时，存在风机或
高速输送空气产生的二次噪声，应校核计算消声措施，满足房间允许噪声要求。
当送风量减少时，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。
推荐采用风机调速改变系统风量，以达到节能的目的；不宜采用恒速风机通过改变送、回风阀的开度实现变风量等简易方法。
当送风口处风量变化时，如送风口选择不当，会影响到室内空气分布。但采用串联式风机驱动型等末端装置时，因送风口处风量是恒定的，则不存在上述问题。
7.3.9 全空气空气调节系统符合下列情况之一时，宜设回风机；设置回风机的空调系统应采取保
证新回风混合室全年处于负压的措施。
82
1 不同季节的新风量变化较大、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；
3 需要减小风机噪声；
4 送回风量需分别调节的变风量系统。
【条文说明】7.3.9 双风机式空气调节系统的选择。
单风机式系统简单、占地少、一次投资省、运转耗电量少，因此常被采用。但在需要变换新风、回风和排风量时，单风机式存在调节困难、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。因此宜采用双风机式系统。
为了维持最小新风量，使新风量恒定，回风量往往不是随送风量按比例变化，而是要求与送风量保持恒定的差值，因此送回风机转速需分别控制，所以，变风量系统推荐采用双风机式空气
调节系统。
为保证系统新风量的要求，双风机式空气调节系统应采取确保新回风混合室全年处于负压的措施。
7.3.10 空调区较多、各空调区要求单独调节，且建筑层高较低的建筑物，宜采用风机盘管加
新风
系统。当空调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时，不宜采用风机
盘管。
【条文说明】7.3.10 风机盘管加新风系统的选择设计。
风机盘管系统具有各空调区可单独调节，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，目前在宾馆客房、办公室等建筑中大量采用。“加新风系
统”是指新风需经过处理达到一定的参数要求后，有组织地送入室内。
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调区限制使
用。
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调区，否则会增加盘管风阻力及影响传热。
7.3.11 风机盘管加新风系统设计应符合下列要求：
1 处理后的新风宜直接送入人员活动区域；
2 室内散湿量较大的空调区，新风宜处理到室内等湿状态点；
3 卫生标准较高的空调区，处理后的新风宜负担全部室内湿负荷。低温新风系统的设计应满足7.3.15 条的要求；
【条文说明】7.3.11 风机盘管加新风系统的设计
如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。
因此推荐新风直接送入人员活动区域。
风机盘管加新风系统强调新风的处理，当卫生标准较高的空调区（如医院）采用新风负担全部室内湿负荷时，风机盘管干工况运行，改善室内卫生条件。
根据经验，风机盘管机组的容量确定宜按中档转速下的冷却（加热）量选用。
83
7.3.12 下列地区或场所，不宜采用多联分体式空调系统：
1 采用空气源多联分体式空调系统供热时，冬季运行性能系数低于1.8；
2 震动较大、油污蒸汽较多以及产生电磁波或高频波等场所。
【条文说明】7.3.12 空气源多联分体式空调系统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。冬
季运行性能系数低于1.8 时，已无法体现热泵的经济性。
由于制冷剂直接进入空调区，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。
7.3.13 多联分体式空气调节系统设计应符合下列要求：
1 负荷特性相差较大的房间或区域，宜分别设置多联分体式空调系统；同时分别需供冷与供热的房间或区域，宜设置热回收型多联分体式空调系统；
2 系统冷媒管的等效长度宜不超过70m；
3 室外机变频设备应与其他调频设备保持合理的距离，防止互相干扰；
4 冷媒管道的管径、管材和管道配件等应按产品技术要求选用，其主要配件应由生产厂配套供应。
【条文说明】7.3.13 多联分体式空气调节系统的设计。
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。
7.3.14 当采用冰蓄冷空气调节冷源或有低温冷媒可利用时，全空气系统可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调区，不宜采用低温送风空气调节系统。
【条文说明】7.3.14 低温送风系统的选择。
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，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；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。
低温送风系统的空调区相对湿度较低，送风量较小，因此要求湿度较高及送风量较大的空调84
区不宜采用。
7.3.15 采用低温送风空气调节系统时，应符合下列规定：
1 1 空气冷却器的出风温度与冷媒的进口温度之间的温差不宜小于3℃，出风温度宜采用
4~10℃，直接膨胀系统不应低于7℃；
2 2 确定室内送风温度时，应计算送风机、送风管道及送风末端装置的温升；并应保证在室内
温湿度条件下风口不结露；
3 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℃；
4 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℃；
5 5 当送风口直接向空调区送低温冷风时，应采取使送风温度逐渐降低的措施；
6 6 低温送风系统的空气处理机组至送风口处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11.1.4 条的规定；
7 7 低温送风系统的末端送风装置应符合本规范第7.4.2 条的规定。
【条文说明】7.3.15 低温送风系统的设计。
1 空气冷却器的出风温度：制约空气冷却器出风温度的条件是冷媒温度，如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，可能导致干式蒸发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 室内设计干球温度：常规系统的室内相对湿度为50%~60%，而低温送风系统的室内相对湿度为40%左右，根据ASHRAE 标准55—1981，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，如达变风量下限时仍然过冷，再热量将增加；因此，推荐将室内干球温度提高1℃设计，以
免设计负荷过大。
4 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
易被吹出盘管等，应对翅片密度和盘管排数二者权衡取舍，进行设备费和运行费的经济比较，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
系统不能直接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，
85
进行设计选型。
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、末端送风装置的正确保冷与密封，保冷层应比常规系统厚，见本规范11.1.4
条的规定。
7 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，尤其是采用变风量全空气空气调节系统, 当低负荷低送风量时，对末端送风装置的扩散性或空气混
合性有更高的要求，详见本规范第7.4.2 条的规定。
7.3.16 室内空气品质和舒适性要求较高、设置集中空调系统的建筑，有条件且经技术经济比较合
理时，可采用温湿度独立控制空调系统：
【条文说明】7.3.16 温湿度独立控制空调系统的应用
温湿度独立控制空调系统主要有以下特点：
1 降温与除湿处理要求的冷源温度不同：处理潜热（除湿）时，采用冷冻除湿方式，要求低于室内空气的露点温度的低温空调冷水；而处理显热（降温）时，仅要求冷水温度低于室内空气
的干球温度，可采用自然冷源或COP 值较高的高温冷水机组。
2 温度控制系统的末端装置干工况运行，避免了室内盘管表面滋生霉菌，卫生条件好；且末端装置一般采用水作为冷媒，其输送能耗比全空气系统能耗低。
3 湿度控制系统的干燥新风承担所有的潜热负荷，比温湿度同时控制的常规空调系统能够更
好地控制房间湿度和满足室内热湿比的变化，房间湿度控制标准严格时避免了再热损失。图图3 温湿度独立控制空调系统原理
因此，温湿度独立控制空调系统经技术经济比较合理时，可广泛地应用于室内空气品质要求较高的建筑等。
7.3.17 采用温湿度独立控制空调系统时，应符合下列规定：
1 应根据气候分区采取不同的新风处理方式；
2 冷却除湿不应采用热水、电加热等外部热源再热方式；有高于70℃的余热可利用时，应采
新风处理机组
夏季：高温冷源
冬季：供热热源
置换通风口
个性化送风口
辐射板(墙)
干式风机盘管
空调设备末端装置
控制室内湿度
与CO 2 浓度
……
……
控制室内温度
室内环境控制
新风
水
湿度控
制系统
温度控
制系统
86
用余热驱动式溶液除湿方式；
3 有条件时，可采用自然冷源制取高温冷水；
4 新风量应按满足卫生和除湿要求进行计算，并取较大值；干燥地区采用蒸发冷却方式处理新风时，可适当增大新风量；
5 新风送风系统的末端送风装置应符合本规范7.4.2 条的规定；
6 潮湿地区使用的辐射板或干式风机盘管的高温冷水系统，应对室内湿度进行监控，并采取确保设备表面不结露的措施。
【条文说明】7.3.17 温湿度独立控制空调系统的设计
温湿度独立控制空调系统设计时，应根据工程所在的气候分区采取不同的新风处理形式。各城
市的气候分区可参考表5 和图4。
表5 部分城市所处气候分区
湿度分区代表地区最湿月平均含湿量
I区-干燥地区
博克图、呼玛、海拉尔、满州里、克拉马依、乌鲁木齐、呼和浩特、大柴旦、大同、哈密、伊
宁、西宁、兰州、阿坝、喀什、平凉、天水、拉萨、康定、酒泉、吐鲁番、银川
<12g/kg
II区-潮湿地区
哈尔滨、长春、沈阳、太原、北京、天津、大连、石家庄、西安、济南、郑州、洛阳、徐州、南京、合肥、重庆、成都、贵阳、武汉、杭州、宁波、长沙、南昌、福州、广州、深圳、海口、
南宁
>12g/kg
图图4 各城市的建筑气候分区示意
干燥地区（I 区）新风宜采用蒸发冷却进行降温，潮湿地区（II 区）新风可采用冷却除湿、溶
液除湿、转轮除湿和联合除湿等处理方式。考虑到节能，温湿度独立控制空调系统的新风处理，
应避免冷热抵消，并尽可能利用余热。
7.3.18 夏季空气调节室外计算湿球温度较低、温度的日较差大的地区，在满足使用要求的前提下，
空气的冷却宜采用蒸发冷却方式。
【条文说明】7.3.18 蒸发冷却空调系统的选择
在气候比较干燥的西部和北部地区如新疆、青海、西藏、甘肃、宁夏、内蒙古、黑龙江的全87
部、吉林的大部分地区、陕西、山西的北部、四川、云南的西部等地，考虑到节能，空气的冷却
应优先采用蒸发冷却方式
7.3.19 采用蒸发冷却空气调节系统时，应符合下列规定：
1 应根据气候环境、除湿要求等合理确定蒸发冷却空调系统的形式。
2 室内空气设计温度一般可比传统空气温度舒适区高2～3℃，，室内空气设计的相对湿度在允
许范围内取较大的值。
3 应根据室外空气含湿量确定蒸发冷却的级数，合理控制送风除湿能力，以满足室内的相对湿度。
4 气流组织宜采用下送风、置换通风等方式。
【条文说明】7.3.19 蒸发冷却空调系统的设计
在不同的夏季室外空气设计干、湿球温度下，蒸发冷却空调系统应采用不同的蒸发冷却形式。图7.3.20 将不同的夏季室外空气状态点在h - d 图划分了五个区域，其中点N、O 分别代表室内
空气状态点、理想的送风状态点。各区的特征如下：
1 夏季室外空气设计状态点W 在象限Ⅰ区，即室外空气焓值小于送风焓值，室外空气含湿量
小于送风状态点的含湿量（hW < ho , dW < do），经等焓加湿即可达到要求的送风状态点，应使
用直接蒸发冷却方式，并取100%新风。
图图5 不同的夏季室外空气状态点在h - d 图上的区域划分
2 状态点W 在象限Ⅱ区，即室外空气焓值大于送风焓值，室外空气含湿量小于送风含湿量（hW> hO , dW ≤ dO），需先经间接蒸发冷却，再经直接蒸发冷却即可达到要求的送风状态点，
即采用二级或三级蒸发冷却。由于室外空气焓值小于室内空气焓值，所以宜取100%新风。
3 状态点W 在象限Ⅲ区，即室外空气焓值大于送风焓值，室外空气含湿量大于送风含湿量（hW > hO , dW ≥ dO），处于热湿比ε上部的状态点原则上可通过加大通风量的直接蒸发冷却
来实现室内环境控制。对于这种室外设计参数，实际上大多数时间室外状态出现在左侧两区，因此
也应采用间接蒸发冷却。处于热湿比ε下部的状态点则不能单独使用蒸发冷却空调。可采用蒸发冷
却联合冷却方式。
4 状态点W 在象限Ⅳ区，即室外空气焓值大于室内空气的焓值，室外空气含湿量小于室内空
气含湿量（hW > hN , dW < dN）。当室外空气状态点远离dN 时，可采用多级（或带排风热回收）
的蒸发冷却方式。当室外空气状态点距离dN 太近时，由于处理的送风温度太高、湿度太大，不能
88
单独使用蒸发冷却空调。可采用蒸发冷却联合冷却方式。
5 夏季设计室外空气状态点W 在象限Ⅴ区，即室外空气焓值大于室内空气的焓值，室外空气
含湿量大于室内空气含湿量（hW > hN , dW > dN），此时处理的送风温度太高、湿度太大，不能单
独使用蒸发冷却空调。可采用蒸发冷却联合冷却方式，
考虑到节能，在室内空气设计的相对湿度不超过允许范围内的较大值时，室内空气设计温度可比传统空气温度舒适区高2～3℃，同时，采用下送风等方式。
7.3.20 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 系统服务的各空调区排风量大于按负荷计算出的送风量；
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 卫生或工艺要求采用直流式（全新风）空调系统。
【条文说明】7.3.20 直流式系统的选择。
直流式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空调系统。考虑节能要求，一般全空气空气调节系统不应采用冬夏季能耗较大的直流式（全新风）
空气调节系统，而应采用有回风的混风系统。
7.3.21 空气调节系统的新风量应符合下列规定：
1 应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中的较大值；
2 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人员所需新风量，并满足本规范3.0.6 条的要求；
3 当全空气空调系统必须服务于不同新风比的多个空调区域时，不应采用新风比最大区域的
数值作为系统的总新风比。
【条文说明】7.3.21 空气调节系统新风量的确定。
空气调节系统新风量的要求适用于所有空气调节系统，包括风机盘管加新风系统、多联分体式空调系统、水环热泵的新风系统等。
有资料规定空气调节系统的新风量占送风量的百分数不应低于10%，但温湿度波动范围要求
很小或洁净度要求很高的空调区送风量都很大，如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10%时，由于人员较少，室内CO 2 浓度
也较小（氧气含量相对较高），也没必要加大新风量；因此本规范没有规定新风量的最小比例（即
最小新风比）。民用建筑物主要空调区人员所需新风量的具体数值可参照本规范第3.0.6 条。当全空气空调系统必须服务于不同新风比的多个空调区域时，其系统的新风量应按下列公式确定：
/(1 ) Y X X Z = + ?
（21）
/
ot st
Y V V =
（22）
/
on st
X V V =
（23）
/
oc sc
Z V V =
（24）
式中：Y ——修正后的系统新风量在送风量中的比例；
ot
V
——修正后的总新风量（m 3 /h）；
89
st
V
——总送风量，即系统中所有房间送风量之和（m 3 /h）；
X
——未修正的系统新风量在送风量中的比例；
on
V
——系统中所有房间的新风量之和（m 3 /h）；
Z ——需求最大的房间的新风比；
oc
V
——需求最大的房间的新风量（m 3 /h）；
sc
V
——需求最大的房间的送风量（m 3 /h）；
7.3.22 舒适性空气调节和条件允许的工艺性空气调节可用新风作冷源时，全空气空气调节系统应
最大限度地使用新风。
【条文说明】7.3.22 用新风作冷源。
1 规定此条的目的是为了节约能源。
2 除过渡季可使用全新风外，还有冬季不采用最小新风量的特例：冬季发热量较大的内区，如采用最小新风量，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调区以及洁净室等，应减少过滤器负担，不宜改变或增加新风量的情况。
7.3.23 新风进风口的面积应适应新风量变化的需要。进风口处应装设能严密关闭的阀门。新风口
位置应符合本规范第6.3.1 条机械送风系统进风口的位置的规定。
【条文说明】7.3.23 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。
7.3.24 空气调节系统应有排风出路，室内正压值应符合本规范第7.1.4 条的规定。人员集中且密
闭性较好，或过渡季节使用大量新风的空调区，应设置机械排风设施，排风量应适应新风量的变
化。
【条文说明】7.3.24 空气调节系统的排风出路。
考虑空气调节系统的排风出路（包括机械排风和自然排风）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，或排风机与送风机联锁控制风量等自控措施。
7.3.25 设有集中排风的空气调节系统宜设置空气热回收装置。
【条文说明】7.3.25 设置空气热回收装置原则。
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、上海、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。
7.3.26 空气热回收装置的选择，应根据处理风量、新风中显热和潜热能耗的构成和排风污染物种
90
类等因素确定。
【条文说明】7.3.26 空气热回收装置选择原则
国家标准《空气-空气能量回收装置》(GB/T21087)将空气热回收装置换热类型分为全热回收
和显热回收两类，同时规定了内部漏风率和外部漏风率指标。根据热回收原理和结构特点的差异，
处理风量的能力和排风泄漏量存在较大的差异。当排风中污染物浓度较大或污染物种类对人体有
害时，若不能保证污染物不泄漏到新风送风气流中，则不应采用转轮式空气热回收装置，也不宜
采用板式或板翅式空气热回收装置。
新风中显热和潜热能耗的构成的比例构成是选择显热或全热空气热回收装置的关键因素。在严寒地区、夏季室外空气焓值低于室内空气设计焓值而室外空气温度又高于室内空气设计温度的
温和地区，宜选用显热回收装置。在其他地区，尤其是夏热冬冷地区，宜选用全热回收装置。常用的空气热回收装置性能和适用对象参见下表：
表表6 常用空气热回收装置性能和适用对象
项目
热回收装置形式
转轮式液体循环式板式热管式板翅式溶液吸收式
热回收形式显热或全热显热显热显热全热全热
热回收效率50%~85% 55%~65% 50%~80% 45%~65% 50%~70% 50%~85%
排风泄漏量0.5%~10% 0 0~5% 0~1% 0~5% 0
适用对象
风量较大且允许
排风与新风间有
适量渗透的系统
新风与排风热回收点较
多且比较分散的系统
仅需回收显热
的系统
含有轻微灰尘
或温度较高的
通风系统
需要回收全热且
空气较清洁的系
统
需回收全热并对
空气有过滤的系
统
7.4 气流组织
7.4.1 空调区的气流组织应根据建筑物对空调区内温湿度参数、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)等要求，结合建筑物特点、内部装修、家具布置等进行
设计、计算；复杂空间的气流组织宜采用CFD 模拟计算。
【条文说明】7.4.1 空调区的气流组织设计原则。
本条强凋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，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、室内温度梯度等的要求。涉及到气流组织设计舒适性指标由两方面决定：一方面是气流组织形式，另一方面和室内热源
分布及特性相关。
空气分布特性指标（ADPI：Air Diffusion Performance Index）定义为满足规定风速和温度要求的测点数与总测点数之比。对舒适性空调而言，相对湿度在较大范围内（30％～70％）对人体
舒适性影响较小，可主要考虑空气温度与风速对人体的综合作用。根据实验结果，有效温度差与
室内风速之间存在下列关系：
( ) 7.66( 0.15) = ???
i n i
EDT t t u （25）
式中：t i 、t n 、u i ——工作区某点的空气温度、空气流速和给定的室内设计温度。并且认为当
EDT 在－1.7～＋1.1 之间多数人感到舒适。因此，空气分布特性指标（ADPI）应为
91
1.7 1.1
100
ET
ADPI
?< Δ <
= ×
的测点数
％
总测点数
（26）
在一般情况下，应使ADPI≥80％。ADPI 的值越大，说明感到舒适的人群比例越大。
7.4.2 空调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 当有吊顶可利用时，应根据空调区高度与使用场所对气流的要求，分别采用圆形、矩形、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，宜采用喷口送风、旋流风口送风或下部送风。
4 演播室等室内余热量大的高大空间，宜采用可伸缩的圆筒形风口向下送风方式。
5 变风量全空气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，并满足空调区的温度、风速的基本要求。
6 送风口表面温度应高于室内露点温度1～2℃，低于室内露点温度时，应采用低温送风风口。
【条文说明】7.4.2 空调区的送风方式及送风口的选型。
空调区内良好的气流组织需要通过合理的送、回风方式以及送、回风口的正确选型和布置来实现。
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，以优化室内能量分配。对高大空间建筑更
具有明显节能效果。
1 侧送是目前几种送风方式中，比较简单经济的一种。在一般空调区中，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。
2 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调区，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调区(如影剧院等)，以及室内散热量较大的空调区，
当采用散流器时，应采用向下送风，但布置风口时，应考虑气流的均布性。
在一些室温允许波动范围小的工艺性空调区中，采用孔板送风的较多。根据测定可知，在距孔板100～250mm 的汇合段内，射流的温度、速度均已衰减，可达到±0.1℃的要求，且区域温差
小，在较大的换气次数下(每小时达32 次)，人员活动区风速一般均在0．09～0.12m/s 范围内。所
以，在单位面积送风量大，且人员活动区要求风速小或区域温差要求严格的情况下，应采用孔板
向下送风。
3 对于空间较大的公共建筑，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
92
送风时，采用旋流风口，亦可达到满意的效果。
应用置换通风、地板送风（包括个人/岗位送风）的下部送风方式，能实现送入室内的空气先
在地板上均匀分布，然后被热源（人员、设备等）加热，形成以热烟羽形式向上的对流气流，更
有效地将热量和污染物排出人员活动区，在空间较大的公共建筑应用时，节能效果显著，同时有
利于改善通风效率和室内空气品质。
4 变风量全空气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。用于变风量全空气
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，在整个空调区内具有均匀的湿度和风速，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
与空调区空气混合、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、
散流器的贴附长度与空调区特征长度等三个参数．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，但应对低温送风射流的贴附长度予以重视。在考虑散流器射程的同时，应
使散流器的贴附长度大于空调区的特征长度．以避免人员活动区吹冷风现象。
7.4.3 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。
【条文说明】7.4.3 贴附侧送的要求。
贴附射流的贴附长度主要取决于侧送气流的阿基米德数。为了使射流在整个射程中都贴附在顶棚上而不致中途下落，就需要控制阿基米德数小于一定的数值。
侧送风口安装位置距顶棚愈近，愈容易贴附。如果送风口上缘离顶棚距离较大时，为了达到贴
附目的，规定送风口处应设置向上倾斜10°～20°的导流片。
7.4.4 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 向稳压层内进风的速度宜采用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。
3 孔板布置应与室内局部热源的分布相适应。
【条文说明】7.4.4 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调区中，稳压层内可以不设送风分布支管。根据实测，在6×9m 的空调
区内(室温允许波动范围为±0.1℃和±0.5℃)，采用孔板送风，测试过程中将送风分布支管装上或
拆下，在室内均未曾发现任何明显的影响。因此，除送风射程较长的以外，稳压层内可不设送风
分布支管。
当稳压层高度较低时，向稳压层送风的送风口，一般需要设置导流板或挡板以免送风气流直93
接吹向孔板。
7.4.5 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调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，宜具有改变射流出口角度的可能性。
【条文说明】7.4.5 喷口送风的要求。
1 将人员活动区置于气流回流区是从满足卫生标准的要求而制定的。
2 喷口送风的气流组织形式和侧送是相似的，都是受限射流。受限射流的气流分布与建筑物的几何形状、尺寸和送风口安装高度等因素有关。送风口安装高度太低，则射流易直接进入人员
活动区；太高则使回流区厚度增加，回流速度过小。两者均影响舒适感。
3 对于兼作热风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角度的可能性。
7.4.6 采用散流器送风时，应满足下列要求：
1 风口布置应有利于送风气流对周围空气的诱导，散流器中心与侧墙的距离不宜小于1.0m；
2 在散流器平送方向不应有阻挡物；
3 兼作供暖使用时，且风口安装高度较高时，散流器宜具有改变射流流态的功能。
【条文说明】7.4.6 散流器送风的要求
1 散流器布置应结合空间特征，按对称均匀布置或梅花形布置，有利于送风气流对周围空气的诱导，避免气流交叉和气流死角，与侧墙的距离过小，会影响气流的混合程度。散流器有时会
安装在暴露的管道上，当送风口安装在天花板以下300mm 或者更低的地方时，不会产生贴附效应，
气流将以较大的速度到达工作区。
2 散流器平送方向的阻挡物，会造成气流不能与室内空气充分混合，提前进入人员活动区，影响热舒适感。
3 对于高大空间中使用的情况，为避免气流上浮，保证热空气能到达人员活动区，需要通过改变送风口的流态来加以实现。温控型散流器、条缝形（蟹爪形）散流器等送风口能实现不同送
风工况的流态改变。
7.4.7 采用置换通风时，应满足下列要求：
1 地面至吊顶的高度宜大于2.7m；
2 送风温度不宜低于18℃；
3 系统所处理的冷负荷不宜大于120W/㎡；
4 室内不应有较大的热源和较强的气流扰动；
5 房间的垂直温度梯度宜小于2K/m。
6 应避免与其它送、排风系统用于同一个空间中。
【条文说明】7.4.7 置换通风的要求
置换通风是室内通风或送、排风气流分布的一种形式。经热湿处理后的新鲜空气以低风速
小温差经由置换通风器送入人员活动区下部，并形成较薄的空气湖；室内人员及设备等内热源周
围在浮力作用下，形成向上的对流气流，携带污染物和热量从顶部排出，室内形成气流分层。过
低的吊顶高度和室内较强的气流扰动不利气流分层的保持。过低的送风温度、过高的送风速度和
94
过大的垂直温度梯度都会影响热舒适性。对于如运动场馆等一些特殊的区域，可以采用较低的送
风温度。不同于混合式送风系统，置换通风系统的送风风速很低（一般为0.25~0.35m/s），因此，
应考虑是否有足够的风量来满足温度梯度的限制。脚踝和头之间的温差不应超过3K（＞95%的满
意率）。系统所处理的冷负荷一般不宜大于120w/ ㎡，否则，很大的送风量需要置换通风器的进风
面积也很大，造成布置困难。
设计中要避免置换通风系统与其它送、排风系统用于同一个空间中，因为其它送、排系统会打破房间空气的气流分层，从而破坏置换通风系统。置换通风系统可以和一些补充系统合用，如
辐射冷地板等。置换通风系统与辐射冷吊顶、冷梁等合用时，上层空间区域的冷表面可能使污染
物空气从上层空间区域再度进入工作区，应用时须特别注意。
7.4.8 采用地板送风（UFAD）时，应满足下列要求：
1 送风温度不宜低于16℃；
2 气流分层的高度应维持在室内人员呼吸区之上；
3 地板内送风空气的相对湿度应控制在80%以下；
4 地板静压箱应密封良好，与周围建筑构件间应有良好的绝热性和防潮性；
5 应避免与其它送、排风系统用于同一个空间中。
【条文说明】7.4.8 地板送风的要求
地板送风是利用地板静压箱，将经热湿处理后的空气由地板送风口或近地板处的送风口，送到人员活动区内。与置换通风相比，地板送风是以较高的风速从尺寸较小的地板送风口送出，形
成较强的空气混合。因此，其送风温度可低于置换通风形式，系统所处理的冷负荷大于置换通风。
送风口附近区域不应该有人长久停留。
地板送风在房间内产生垂直温度梯度和气流分层。典型的空气分层分为三个区域，第一个区域为低混合区,此区域内送风空气与房间空气混合，射流终速度为0.25m/s。第二个区域为分层区，
此区域内房间温度梯度呈线性分布。第三个区域为高混合区，此区域内房间热空气停止上升，风
速很低。当送风口射程高于分层高度时，高（混合）区已不存在。一旦房间内空气上升到分层面
以上时，就不会再进入分层面以下的地区。分层控制的目的是既要减少送风量，减少输送能耗，
又要保持人员活动区的舒适度和空气品质。房间的气流分层主要受送风量和室内冷负荷之间的平
衡关系影响。设计时应将分层高度维持在室内人员呼吸区以上，一般为1.2~1.8m。
地板静压箱内送风空气的相对湿度应控制在80%以下，以抑制静压箱内的细菌滋长。地板静压
箱分为有压静压箱和零压静压箱，有压静压箱应具有良好的密闭性，大量的不受控制的空气泄漏，
会影响气流特性。地板静压箱与周围建筑构件（楼板、外墙等）间应有良好的绝热性和防潮性，
以减少送风温度的变化（热力衰减度），抑制细菌滋长。
同置换通风系统一样，应避免与其它送、排风系统用于同一个空间中，因为其它送、排风系统系统会打破房间空气的气流分层。
7.4.9 分层空气调节的气流组织设计，应符合下列要求：
1 空调区宜采用双侧送风，当空调区跨度小于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。
95
3 宜减少非空调区向空调区的热转移。必要时，应在非空调区设置送、排风装置。
【条文说明】7.4.9 分层空气调节的空气分布。
在高大公共建筑中利用合理的气流组织，仅对下部空间(空调区域)进行空气调节，对上部较大空间(非空调区域)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 着重阐明空调区域的气流组织形式。实践证明，对于高度大于10m。容积大于10000m 3 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。
当空调区跨度小于18m 时，采用单侧送风也可以满足要求。
2 强调必须实现分层，即能形成空调区和非空调区。为了保证这一重要原则而提出“侧送多股平行气流应互相搭接”。以便形成覆盖。双侧对送射流末端不需要搭接，按相对喷口中点距离的
90％计算射程即可。送风口的构造，应能满足改变射流出口角度的要求。送风口可选用圆喷口、
扁喷口和百叶风口，实践证明，都是可以达到分层效果的。
3 为保证空调区达到设计要求，应减少非空调区向空调区的热转移。为此，应设法消除非空调区的散热量。实验结果表明，当非空调区的散热量大于4.2W／m 3 时，在非空调区适当部位设置
送排风装置，可以达到较好的效果。
7.4.10 空气调节系统上送风方式的夏季送风温差应根据进风口类型、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。舒适性空气调节上
送风方式的夏季送风温差，宜按表7.4.10-1 采用；工艺性空气调节的送风温差，宜按表7.4.10-2 采
用。
表表7.4.10- -1 舒适性空气调节的夏季送风温差（上送风方式）（℃ ）
送风口高度（m）送风温差(℃)
≤5.0 ≤10
＞5.0 ≤15
表表7.4.10- -2 工艺性空气调节的送风温差（℃ ）
室温允计波动范围（℃）送风温差(℃)
> 土1.0 ≤15
土1.0 6~9
土0.5 3~6
土0.1~0.2 2~3
【条文说明】7.4.10 空气调节系统上送风方式的夏季送风温差。
空气调节系统夏季送风温差，对室内温湿度效果有一定影响，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％；送风温差在4～8℃之间每增加1℃，风量可以减少10％～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。
96
表7.4.10 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凋节区来说，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，并考虑空调区高度等因素确定的。
7.4.11 空调区的换气次数，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7.4.11 所列的数值。
表表7.4.11 工艺性空气调节换气次数
室温允许波动范围(℃) 每小时换气次数附注
土1.0 5 高大空间除外
士0.5 8 ---
士0.1～0.2 12 工作时间不送风的除外
【条文说明】7.4.11 空调区的换气次数。
空调区的换气次数系指该空调区的总送风量与空调区体积的比值。换气次数和送风温差之间有
一定的关系。对于空调区来说，送风温差加大。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7.5.10 条所规定的送风温差相适应的。
实践证明，在一般舒适性空气凋节和室温允许波动范围大于±l.0℃工艺性空调区中，换气次数的多少，不是一个需要严格控制的指标，只要按照所取的送风温差计算风量，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调区来说，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调区来说，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。
7.4.12 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。
【条文说明】7.4.12 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，而是风口处的允许噪声。回流区风速的上限与射流的自由度
/ F d 有关，根据实验，两者有以下关系：
0.65
/
h
v
v
F d
=
（27）
式中：
h
v
——回流区的最大平均风速（m/s）；
v
——送风口出口风速（m/s）；
d
——送风口当量直径（m）;
F ——每个送风口所管辖的空调区断面面积（m 2 ）。
97
当
h
v =0.25m/s 时，根据上式得出的计算结果列于下表。
表7 侧送和散流器平送的出口风速
射流自由度
/d F
最大允许出口风速
（m/s）
采用的出口风速
（m/s）
射流自由度
/ F d
最大允许出口风速
（m/s）
采用的出口风速
（m/s）
5 2.0
2.0
11 4.2
3.5
6 2.3 12 4.6
7 2.7 13 5.0
5.0
8 3.1 15 5.7
9 3.5
3.5
20 7.3
10 3.9 25 9.6
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 条缝型风口气流轴心速度衰减较快，使用于人员活动区允许风速为0.25-0.5m/s 的舒适性
空调，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。喷口侧向送风的风速宜取4-8m/s。当空调区对噪声控制要求不十分严格时，风速最大值可取
10m/s。
7.4.13 回风口和排风口的位置，应根据对人员活动区域的影响、冬夏季工况及空调房间的净高等
因素确定，且应符合下列要求：
1 不应设在送风射流区和人员经常停留的地方；采用侧送时，回风口宜设在送风口的同侧下方。
2 房间高度较大且冬季送热风时，或采用孔板送风和散流器向下送风时，回风口宜设在房间下部。
3 以夏季送冷风为主的空调区域，当采用顶部送回风方式时，顶部回风口宜与灯具相结合。
4 建筑顶层、或者吊顶上部存在较大发热量、或者吊顶空间较大时，不宜直接从吊顶回风。
5 有走廊的多间空调房间，有条件时，可采用走廊回风，但走廊断面风速不宜过大。
6 采用置换通风方式时，回风口应置于活动区高度以上，排风口应高于回风口。
【条文说明】7.4.13 回风口的布置方式。
按照射流理论，送风射流引射着大量的室内空气与之混合，使射流流量随着射程的增加而不断增大。而回风量小于(最多等于)送风量，同时回风口的速度场图形呈半球状。其速度与作用半
径的平方成反比，吸风气流速度的衰减很快。所以在空调区内的气流流型主要取决于送风射流，
而回风口的位置对室内气流流型及温度、速度的均匀性影响均很小。设计时，应考虑尽量避免射
流短路和产生“死区”等现象。采用侧送时，把回风口布置在送风口同侧，效果会更好些。
关干走廊回风，其横断面风速不宜过大，以免引起扬尘和造成不舒适感。
7.4.14 回风口的吸风速度宜按表7.4.14 选用。
98
表表7.4.14 回风口的吸风速度（m/s ）
回风口的位置最大吸风速度（m/s）
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
【条文说明】7.4.14 回风口的吸风速度。
确定回风口的吸风速度(即面风速)时，主要考虑丁三个因素：一是避免靠近回风口处的风速过大，防止对回风口附近经常停留的人员造成不舒适的感觉；二是不要因为风速过大而扬起灰尘
及增加噪声；三是尽可能缩小风口断面，以节约投资。
回风口的面风速，一般按下式计算：
2
10
0.75
x
v x F
v F
+
= （28）
式中: v ——回风口的面风速（m／s）；
v x ——距回风口x 米处的气流中心速度(m／s)；
x ——距回风口的距离（m）；
F——回风口有效截面面积（m 2 ）。
当回风口处于空调区上部，人员活动区风速不超过0.25m／s．在一般常用回风口面积的条件
下，从上式中可以得出回风口面风速为4～5m／s，当回风口处于空调区下部时．用同样的方法可
得出条文中所列的有关面风速。
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。
7.5 空气处理
7.5.1 空气的冷却应根据不同条件和要求，分别采用以下处理方式：
1 在水资源条件允许的情况下，采用循环水蒸发冷却；
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。
【条文说明】7.5.1 空气冷却方式。
1 占我国国土面积一半以上的西部地区，夏季空气干球温度高，含湿量低，属于干热地区。室外干燥空气不仅可直接用来消除空气调节房间的余湿，还可以通过蒸发冷却消除空气调节房间
的显热。研究表明，当室外最湿月平均含湿量低于12g/kg 时，夏季的空气冷却适宜采用蒸发冷却
技术。在新疆、内蒙古、甘肃、宁夏、青海、西藏等地和四川部分地区，应用蒸发冷却技术将大
大节约空气调节的能耗。对新疆多项实际工程的实测表明，间接蒸发冷却的空气调节系统结合间
接蒸发冷水机的应用，比传统空气调节系统节能约40%~70%。由于蒸发冷却对水的消耗量较大，
因此对于缺水的干旱或半干旱地区应根据水资源情况慎重选用。
空气的蒸发冷却分为直接蒸发冷却和间接蒸发冷却。直接蒸发冷却是干燥空气和水直接接触的冷却过程，空气处理过程中空气和水之间的传热、传质同时发生且互相影响，空气处理过程为
99
绝热降温加湿过程，经直接蒸发冷却处理的空气，极限温度仅能达到干燥空气的湿球温度。在某些情况下，当对处理空气有进一步的要求，如要求较低含湿量或焓时，就应该采用间接蒸发冷却技术。间接蒸发冷却是通过在直接蒸发冷却过程中嵌入显热换热过程，可以避免传热、
传质的相互影响。空气处理过程为减焓等湿降温过程。
2 对于温度较低的江、河、湖水，如西部地区的某些河流、深水湖泊等，夏季水体温度在10℃左右，完全可以作为空气调节的冷源。对于地下水资源丰富且有合适的水温、水质的地区，当采
取可靠的回灌和防止污染措施时，可适当利用这一天然冷源，并应征得地区主管部门的同意。
3 当无法利用蒸发冷却，又没有符合水温、水质要求的天然冷源可资利用时，或利用天然冷源
无法满足空气冷却要求时，空气冷却应采用人工冷源，并考虑利用天然冷源预冷空气的可能性。
7.5.2 空气的冷却采用天然冷源时，应符合下列要求：
1 与被冷却空气直接接触的水质符合卫生要求；
2 水的温度、硬度等符合使用要求；
3 地表水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。
【条文说明】7.5.2 天然冷源的使用限制条件。部分强制条文。
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。地下水的回灌可以防止地面沉降，全部
回灌并不得造成污染是对水资源保护必须采取的措施。为保证地下水不被污染，地下水不适宜与
空气直接接触的冷却方式。
7.5.3 空气冷却器的选择，应符合下列要求：
1 采用循环水蒸发冷却或天然冷源时，可选用喷水室和直接蒸发冷却器。采用喷水室时，采用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。当要求利用循环水进行绝热加湿或利用喷水增加空气处理后的饱和度时，可选用带喷水装置的空气冷却器。
【条文说明】7.5.3 空气冷却装置的选择。
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、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或直接蒸发冷却
器比较容易满足要求，还可以节省水资源。
采用人工冷源时，原则上选用空气冷却器。由于空气冷却器具有占地面积小，水的管路简单．特别是可采用闭式水系统，可减少水泵安装数量，节省水的输送能耗，空气出口参数可调性
好等原因，它得到了较其他形式的冷却器更加广泛的应用。空气冷却器的缺点是消耗有色金属较
多。因此，价格也相应地较贵。对人员密集场所如剧院、体育馆等，当规模较小且条件允许时，
也可以采用喷水室，用于改善室内空气品质。
喷水室空气处理装置其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。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，
100
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，水系统不得不做成开式系统，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，使水系统变得复杂化，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。
7.5.4 空气冷却器的设置应符合下列要求：
1 空气与冷媒应逆向流动；
2 低温送风空调系统的空气冷却器应符合本规范7.3.15 条的要求；
3 常温空调系统空气冷却器迎风面的空气质量流速宜采用2.5～3.5kg/(m 2 .s)，当迎风面的空
气质量流速大于3.0kg/(m 2 .s)时，应在冷却器后设置挡水板；
4 医院手术室洁净空调系统空气冷却器迎风面空气流速不应大于2.4 kg/(m 2 .s)；
5 空气冷却器的冷媒进口温度，应比空气的出口干球温度至少低3.5℃。冷媒的温升宜采用5～
10℃，其流速宜采用O.6～1.5m/s。
【条文说明】7.5.4 采用空气冷却器的注意事项。
空气冷却器迎风面的空气流速大小，会直接影响外表面的放热系教。据测定，当风速在1.5～3.0m/s 范围内，风速每增加0.5m/s，相应的放热系数的递增率在10％左右。但是，考虑到提高风
速不仅会使空气侧的阻力增加，而且会把凝结水吹走，增加带水量。所以，一般当质量流速大于
3.0kg/( m 2 ·s)时，应设挡水板。在采用带喷水装置的空气冷却器情况下，一般都应当装设挡水板。
规定空气冷却器的冷媒进口温度应比空气的出口干球温度至少低 3.5 ℃，是从保证空气冷却
器有一定的热质交换能力提出来的。在空气冷却器中，空气与冷媒的流动方向主要为逆交叉流。
一般认为，冷却器的排数大于或等于4 排时，可将逆交叉流看成逆流。按逆流理论推导，空气的
终温是逐渐趋近冷媒初温。
冷媒温升宜为5～10℃ 。这是从减小流量，降低输送能耗的经济角度考虑确定的。
据实测，冷水流速在2m/s 以上时，空气冷却器的传热系数K 值儿乎没有什么变化，但却增
加了供水的电能消耗。冷水流速只有在1.5m/s 以下时，K 值才会随冷水流速的提高而增加。其主
要原因是水侧热阻对冷却器换热的总热阻影响不大。加大水侧放热系数，K 值并不会得到多大提
高。所以，从冷却器传热效果和水流阻力两者综合考虑，冷水流速以取0.6～1.5m/s 为宜。
7.5.5 制冷剂直接膨胀式空气冷却器的蒸发温度，应比空气的出口干球温度至少低3.5℃；常温空
调系统满负荷时，蒸发温度不宜低于0℃；低负荷时，应防止其表面结霜。
【条文说明】7.5.5 制冷剂直接膨胀式空气冷却器的蒸发温度。
制冷剂蒸发温度与空气出口干球温度之差，和冷却器的单位负荷、冷却器结构形式、蒸发温度的高低、空气质量流速和制冷剂中的含油量大小等因素有关。根据国内空气冷却器产品设计
中采用的单位负荷值、管内壁的制冷剂换热系数和冷却器肋化系数的大小，可以算出制冷剂蒸发
温度应比空气的出口干球温度至少低3.5 ℃ ，这一温差值也可以说是在技术上可能达到的最小值。
目前，国产蒸发器的这一温差值，实测为8～10 ℃ 。随着今后蒸发器在结构设计上的改进，这一
温差值必将会有所降低。系统的设计冷负荷很大时，若蒸发温度过低，则在低负荷的情况下，由
于冷却器的冷却能力明显大于系统实时所需的供冷量，冷却器表面易于结霜，影响制冷机的正常
运行。因此，在设计上应采取防止表面结霜的措施。
7.5.6 空气调节系统不得采用氨作制冷剂的直接膨胀式空气冷却器。
101
【条文说明】7.5.6 制冷剂直接膨胀式空气冷却器的制冷剂。强制条文。
为防止氨制冷剂外漏时，经送风机直接将氨送至空调区，危害人体或造成其他事故。所以采用制冷剂直接膨胀式空气冷却器时．不得用氨作制冷剂。
7.5.7 采用天然冷源喷水室处理空气时，其温升应通过计算确定。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。
【条文说明】7.5.7 喷水室。
冷水温升主要取决于水气比。在相同条件下，水气比越大，冷水温升越小。水气比取大了，由于冷水温升小，冷水系统的水泵容量就需相应增大，水的输送能耗也会增大。这显然是不经济
的。根据经验总结，采用天然冷源时，应根据当地的实际水温情况，通过计算确定。
挡水板后气流中的带水现象．会引起空调区的湿度增大，要消除带水量的影响，则需额外降低喷水室内的机器露点温度，但这样，耗冷量会随之增加，实际运行经验表明，当带水量为0．7g
/ kg 时，机器露点温度需相应降低l℃ ，这将导致耗冷量的显著增大。因此，在设计计算中．考
虑带水量的影响，是一个很重要的问题。
挡水板的过水量大小与挡水板的材料、形式、折角、折数、间距、喷水室截面的空气流速以及喷嘴压力等有关。许多单位对挡水板过水量做过测定，但因其体条件不同，也略有差异。因此，
设计时可很据其体情况参照有关的设计手册确定。
7.5.8 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±l.0℃时，送风末端精调加热器宜采用电加热器。
【条文说明】7.5.8 空气调节系统的热媒及加热器选型。
合理地选用空气调节系统的热媒是为了满足空气调节控制精确度和稳定性要求。对于室内温度要求控制的允许波动范围等于或大于±1.0℃的场合，采用其他热媒，也是可以满足要求的。
7.5.9 对于两管制空调水系统，应分别计算空气加热器和空气冷却器的换热面积。当二者所需水
量和换热面积相差不大时宜合用，换热面积应取其大值。当二者所需水量或所需换热面积相差很
大时，宜分别设置。
【条文说明】7.5.9 空气冷却器和加热器的选用。
在许多两管制空调水系统中，盘管为冷、热两用，设计中通常以冷量来选择、校核盘管的换热面积。当系统冷量和热量需求差异较大，即冷水流量和热水流量相差较大时，合用的电动二通
阀在供热工况时调节性能下降，控制系统可能出现振荡。热水流量不宜低于冷水流量的1/4。在寒冷地区用于某些冷量需求大，热量需求小的场所（如商场、影剧院等）时，其盘管的传热面积对于供热工况而言严重偏大，满足供热量只需极小的热水流量，此时可能造成盘管冻裂的
现象出现。因此，规定当冷水流量和热水流量相差较大时，宜分别设置空气冷却器和加热器。
7.5.10 空气调节系统的送风和回风应过滤处理，并应符合以下规定：
1 送风系统宜设置粗效、中效两级空气过滤器。
2 宜装过滤器阻力检测报警装置。
3 过滤器应拆装更换方便；
4 空气过滤器的阻力应按终阻力计算。
5 医院洁净手术室过滤器设置应符合国家现行规范《医院洁净手术部建筑技术规范》（GB 50333）的相关规定。
102
【条文说明】7.5.10 过滤器的选择。
空调区一般都有一定的清洁要求，因此，送入室内的空气都应通过必要的过滤处理。另一方面，为防止空气冷却器的表面积尘后，严重影响热湿交换性能，进入的空气也需预先进行过滤处
理。
粗效过滤器额定风量下的计数效率应为：80%＞E≥20%（粒径≥5μm）。中效过滤器额定风量下的计数效率应为：70%＞E≥20%（粒径≥1μm）。工程实践表明，仅设一级粗效过滤器，空气洁
净度不易满足要求，故推荐采用两级过滤。
设置过滤器阻力检测报警装置，强调过滤器拆装更换方便，是保证过滤器正常使用的必要条件。
用于公共场所的集中空气调节系统，可吸入物浓度、细菌总数、真菌总数等指标应满足《公共场所集中空调通风系统卫生规范》（卫法监发[2003]225 号）的相关要求。除采用过滤处理来满
足各项指标外，也可在经济合理、技术可行的前提下，采用静电空气净化、紫外线、TiO2 等技术
措施。
过滤器的滤料应选用效率高、阻力低和容尘量大的材料。粗效过滤器的终阻力应小于或等于100Pa，中效过滤器的终阻力应小于或等于160Pa。
《医院洁净手术部建筑技术规范》（GB 50333－2002）的规定，洁净手术室送风系统应至少设三级空气过滤；第一级宜设置在新风口，第二级应设置在系统的正压段，第三级应设置在送风
末端或附近；回风口必须设过滤器等。
7.5.11 对于II 类民用建筑工程的空调系统，应设置空气净化装置。对于I 类民用建筑工程，可针
对用途选择性设置。空气净化装置类型应根据人员密度、一次性投资、运行维护成本、环境要求
等要求，进行综合比较后确定。
1 医院等卫生要求较高的空调系统应采用同时具有除尘、杀菌、除味功能的空气净化装置。
2 人流量较大的公共场所空调系统应采用具有除尘、杀菌功能的空气净化装置。
3 除全新风系统外的空调系统，宜在回风口设置空气净化装置。
4 对于净化要求高且经济条件许可时，可在组合空调机组或风机盘管机组出风口处安装空气
净化装置。
5 空气净化装置不应产生新的污染且应有检查口便于日常维护。
【条文说明】7.5.11 空气净化装置的选择
民用建筑工程按不同的室内环境要求分为以下两类：Ⅰ类民用建筑工程：住宅、办公楼、医院病房、老年建筑、幼儿园、学校教室等建筑工程；II 类民用建筑工程：旅店、文化娱乐场所、
书店、图书馆、展览馆、体育馆、商场（店）、公共交通工具等候室、医院候诊室、饭馆、理发
店等公共建筑。
目前，工程常用的空气净化装置有高压静电式、光催化型、吸附反应型等三大类空气净化装置，各类空气净化装置具有以下特点：高压静电式，对颗粒物净化效率良好，对细菌有一定去除
作用，对有机气体污染物效果不明显。因此在颗粒物污染严重的环境，宜采用此类净化装置，初
投资虽然较高，但空气净化机组本身阻力低，系统能耗和运行费用较低。对于环境有较高的卫生
要求时，宜采用光催化型净化装置，可对细菌等达到较好的净化效果，但此类净化装置易受到颗
粒物污染造成失效，所以应加装中效空气过滤器进行保护，并定期检查清洗。由于技术的原因，
103
此类净化装置可能产生二次污染物，需在安装前进行严格测试。吸附反应型净化装置对于有机气
体污染物效果最好，对颗粒物等也有一定效果，具有无二次污染，但是净化设备阻力较高，需要
定期更换滤网或吸附材料等。在预算充足的情况下，可以对净化要求较高的空调系统设置两种或
两种以上的空气净化装置达到更好的净化效果。
7.5.12 空气调节系统采用静电空气净化装置进行过滤处理时，应符合下列要求：
1 净化装置的迎风面风速不大于2.5m/s；
2 应采取与风机有效联动和可靠的接地措施；
3 不得作为净化空气调节系统的末级净化设施。
【条文说明】7.6.12 部分强制条文。
1 静电空气净化装置迎风面速度的规定是为了保证其过滤效率，减少空气阻力。
2 静电空气净化装置在工作过程中，由于电晕的作用，会伴随臭氧的产生。医学研究表明，人体长期接触一定浓度的臭氧易于继发上呼吸道感染，还会造成人的神经中毒，头晕头痛、视力
下降、记忆力衰退等。因此，控制静电空气净化装置的臭氧发生量十分必要。与风机有效联动措
施，是为了防止在无空气流动时静电空气净化装置工作，造成空气处理设备内臭氧浓度过高而采
取的技术措施。可靠的接地是用电安全的必要措施。
3 静电空气净化装置的除尘效率不高，稳定性差，同时容易产生二次扬尘。因此，在洁净手术部、无菌病房等净化空气调节系统中，不得将其作为末级净化设施。
7.5.13 对冬季湿度有要求的空调系统，应设置冬季加湿装置，且应根据加湿量、加湿控制精度、
一次投资费用、耗电量、节水、卫生等要求，进行综合比较确定加湿方式。
1 当有蒸汽汽源可以利用时，应首先选用干蒸汽加湿器；医院洁净手术室净化空调系统宜采用干蒸汽加湿器。
2 无蒸汽汽源，但对湿度及控制精度要求严格时，可通过经济比较采用电极式或电热式蒸汽加湿器。
3 空气湿度及其控制精度要求不高时可采用高压喷雾加湿器。
4 对湿度控制精度要求不高且经济条件许可时，可以采用湿膜加湿器或高压微雾加湿设备。
5 医院等卫生要求较高的空调系统不应采用循环高压喷雾加湿器和湿膜加湿器。
6 加湿器供水水质应达到生活饮用水卫生标准。
【条文说明】7.5.13 加湿器的选择。
目前，工程常用的加湿器有干蒸汽加湿器、电极式或电热式蒸汽加湿器、循环高压喷雾加湿器和湿膜加湿器等三大类加湿器，各加湿器具有以下特点：干蒸汽加湿器加湿迅速、均匀、稳定，
不带水滴，有利于细菌抑制。因此，在蒸汽源可资利用时，宜优先考虑采用干蒸气加湿器。电极
式或电热式蒸汽加湿器具有蒸汽加湿的各项优点，且控制方便灵活，可以满足空调区域对湿度较
高的控制精度要求；但这类加湿器耗电量大，运行、维护费用高。因此，应通过经济技术比较确
定。循环高压喷雾加湿器和湿膜加湿器均具有效率高、耗电量低、初投资和运行费用低的优点，
在普通民用建筑中得到广泛应用。但该类加湿器易产生微生物污染，故不应用于卫生要求较严格
的空气调节系统中，如医疗建筑。
7.5.14 风机盘管机组的选择应考虑其结构的特点，不宜选择过高出口余压机组；设有水路电磁阀
开关控制时，应有防冻保护措施。
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【条文说明】7.5.14 早期的风机盘管机组余压只有0Pa 和12Pa 两种余压形式，《风机盘管机组》
（GB/T19232-2003）对高余压机组没有漏风率规定，如今为适应业主需求，设计和生产企
业选择
生产的风机盘管余压越来越高，达50Pa 或以上，由于用量占绝大多数的风机盘管机组换热盘管位
于送风机出风侧，凝结水排水口随余压增大漏风严重，导致噪声、能耗增加，故不易选择过高的
出口余压风机盘管机组。为适应建筑节能需求，许多高档建筑采用在风机盘管机组供水管设置电
磁阀进行自动控制，当室内温度达到设计要求时，电磁阀关断，用于节省水泵能耗，但冬季在下
班或其他原因关闭风机盘管后，如果房间围护结构漏风或外窗开启，房间温度低于零度会使盘管
冻裂，空调水从回水管流入房间，由于标准层楼面一般都不设防水，不设防冻保护控制造成跑水，
工程中已有多起案例造成重大损失。
7.5.15 组合式空气处理机组宜安装在空调机房内，且宜符合下列要求：
1 尽量邻近空调区域。
2 机房面积和净高应根据设备的大小确定，并保证机组出风风道安装空间和有适当的机组操
作、检修空间等。
3 空调机房内应考虑排水和地面防水设施。
【条文说明】7.5.15 组合式空气处理机组宜安装在空调机房内，有利于日常维修和噪声控制。空
气处理机组安装在临近空调区域机房内，可减小空气输送能耗和风机压头，也可有效减小机组噪
声和水患的危害。新建建筑设计时，应将组合式空气处理机组安装于空气调节机房内，并留有必
要的维修通道和检修空间，宜避免由于机房面积的原因，机组出风风道采用突然扩大的静压箱改
变气流方向，导致机组风机压头损失大，总送风量小于设计风量。
7.5.16 一般中、大型恒温恒湿类空调系统和对相对湿度有上限控制要求的空调系统，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。
【条文说明】7.5.16 恒温恒湿空调系统。
对相对湿度有上限控制要求的空调工程，现在越来越多。这类工程虽然只要求全年室内相对湿度不超过某一限度，比如60% ，并不要求对相对湿度进行严格控制，但实际设计中对夏季的空
气处理过程，却往往不得不采取与恒温恒湿型空调系统相类似的做法。所以，在这里有必要特别
提出，并把它们归并于一起讨论。
过去对恒温恒湿型或对相对湿度有上限控制要求的空调系统，几乎都是千篇一律地采用新风和回风先混合，然后经降温去湿处理，实行露点温度控制加再热式控制。这必然会带来大量的冷
热抵消，导致能量的大量浪费。
本条文的规定不仅旨在避免采用上述耗能的再热方式，而且也意在限制采用一般二次回风或旁通方式。因采用一般二次回风或旁通，尽管理论上说可起到减轻由于再热引起的冷热抵消的效
应，但经实践证明，其控制难以实现，很少有成功的实例。这里所提倡的实质上是采取简易的解
耦手段，把温度和相对湿度的控制分开进行。譬如，采用单独的新风处理机组专门对新风空气中
的湿负荷进行处理，使之一直处理到相应于室内要求参数的露点温度，然后再与回风相混合，经
干冷，降温到所需的送风温度即可。再如，采用带除湿转轮的新风处理机组也能达到与上述做法
类似的效果。这一系统的组成、空气处理过程、自动控制原理及其相应的夏季空气焓图见图6 和
图7。
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条文中所用的“一般”限定词，是指三种常见情况：一是恒温恒湿系统并非直流式统或新风
量比例并不很大的情况；二是指当室内除少量工作人员呼吸产生的湿负荷，以至在工程计算中可
以略而不计外，并无其他诸如敞开的水槽之类显著散湿设备的情况。三是指对室内相对湿度控制
允许波动范围不是特别严格，如允许偏差等于或大于5%时。
如果系统是直流式系统或新风量比例很大，那么，新风空气经过处理后与回风空气混合后的
温度有可能低于所需的送风温度。在这种情况下再热便成为不可避免，否则，相对湿度便会控制
不住。
至于当相对湿度控制允许波动范围很小，比如±2-3%时，情况可能会不同。因为在所述的空调控制系统中，夏季湿度控制环节采用的恒定露点温度控制，对室内相对湿度参数而言，终究还
是低级别的开环性质的控制。
图图6 中大型精密恒湿恒温空调系统的空气热湿处理和自控原理
I-新风处理机组II-主空气处理机组
1-新风预加热器；2-新风空气冷却器；3-新风风机；4-空气干冷冷却器；5-加湿器；6-送风机
中大型精密恒湿恒温空调系统的空气热湿处理和自控原理
I-新风处理机组II-主空气处理机组
1-新风预加热器；2-新风空气冷却器；3-新风风机；4-空气干冷冷却器；5-加湿器；6-送风机
图图7 相应系统的夏季空气处理焓湿图
至于条文中的“中、大型”限定词，则是从实际出发，把小型系统视作例外。这是因为：
1 再热损失也即冷热抵消量的多少与送风量的大小也即系统的大小成正比例关系。系统规模越大，改进节能的潜力越大。小型系统规模小，即使用再热，有一些冷热抵消，数量有限。
2 小型系统常采用整体式恒温恒湿机组，使用方便、占地面积小，在实用中确实有一定的
优势，故不应限制使用。况且对于小型系统，如再另外加设一套新风处理机组，也不现实。这里“中大型”意在定位于通常高度为3m 左右，面积在300m 2 以上的恒温恒湿空调区对象。
对于这类对象适用的恒温恒湿机组的容量大致为：风量10000m 3 /h，冷量约56kW。现在也有将恒
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温恒湿机组越做越大的现象。这是不节能、不经济、不合理的。因为：
1 恒温恒湿机本身难以对温度和相对湿度实现解耦控制，难以避免因再热而引起大量的冷热抵消；
2 系统容量大，其因冷热抵消而引起的能耗量更会令人难以容忍；
3 其冬季运行全靠电加热供暖，与电炉取暖并无不同。系统容量大，这种能源不能优质优用的损失也必然随着增大。
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