5.4 空气调节

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工业建筑节能设计统一标准 GB51245-2017

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5.4.1 在满足工艺要求的条件下，应减少空调区的面积。当采用局部空调能满足要求时，不应采用全面空调。

5.4.2 全空气空调系统应符合下列规定：

1 温度、湿度基数不同或使用时间不同的空调区，不应划分在同一空调系统中；

2 新风管及排风系统应满足在过渡季时全新风或加大新风比的需求；

3 全空气系统宜采用单风管送风方式；

4 设有排除余热的局部排风系统时，空调系统不应直接从有较大发热量的区域回风。

5.4.3 热湿比较小或全年的热湿比变化较大的空调区，宜采用温湿度独立调节空调系统，并应符合下列规定：

1 应采用高温冷水空调供冷和新风除湿方式；

2 宜采取全年应用天然冷源的措施；

3 温湿度独立调节空调系统不应采用再热空气处理方式。

5.4.4 全空气空调系统的空气处理机组的风机宜采用变频装置。

5.4.5 定风量空调系统宜采用新风与回风的焓值控制方法。

5.4.6 风机盘管加新风系统宜将新风直接送入空调区，不宜经过风机盘管再送出。

5.4.7 当工艺条件允许及技术经济合理时，空调系统宜设置热回收装置。

5.4.8 排风热回收装置的额定热回收效率应符合表5.4.8规定。

表5.4.8 排风热回收装置的额定热回收效率

5.4.9排风热回收系统的净回收效率应符合下列规定：

1 当采用全热回收时，系统的净回收效率不应小于48%；

2 当采用显热回收时，系统的净回收效率不应小于55%；

3 当溶液循环式热回收时，系统的净回收效率不应小于40%。

5.4.10 空调机组的空气过滤器宜设置过滤器阻力监测、报警装置，其阻力应符合下列规定：

1 粗效过滤器的初阻力不应大于50Pa，终阻力不应大于100Pa；

2 中效过滤器的初阻力不应大于80Pa，终阻力不应大于160Pa；

3 高中效过滤器的初阻力不应大于100Pa，终阻力不应大于200Pa；

4 亚高效过滤器的初阻力不应大于120Pa，终阻力不应大于240Pa。

5.4.11 空调系统的送、回风不宜采用土建风道。

5.4.12 空调水系统应设置膨胀水箱，不得将系统膨胀水直接排泄。

5.4.13 空调冷却水系统应符合下列规定：

1 应设置水处理装置；

2 补水管上应设流量计量装置。

5.4.14 舒适性空调系统采用上送风气流组织时，应加大送风温差，并应符合下列规定：

1 送风高度不大于5m时，送风温差不宜小于5℃；

2送风高度大于5m时，送风温差不宜小于10C。

5.4.15 建筑空间高度大于10m，且体积大于10000m³时，宜采用分层空调，建筑空间高度的计算应按本标准附录C的规定计算确定。

5.4.16 符合下列条件之一时，宜采用蒸发冷却空调系统：

1 室外空气计算湿球温度小于23℃的干燥地区；

2 显热负荷大，但散湿量较小或无散湿量，且全年需要以降温为主的高温车间；

3 要求湿度较高或湿度无严格限制的生产车间。

5.4.17 中、大型空调系统的空气处理方式不宜采用冷热抵消的处理过程。

5.4.18 通风、空调系统作用半径不宜过大。当风量大于10000m³/h时，风管系统的单位风量耗功率（W_s）不宜大于表5.4.18的规定。风管系统的单位风量耗功率（W_s）应按下式计算：

式中：
W_s——单位风量耗功率[W/（m³/h）]；　　　
P——空调机组的余压或通风系统风机的全压（Pa）；　　　
η_CD——电机及传动效率（％），η_CD取0.855；　　　
η_F——风机效率（％）。

表5.4.18 风管系统的单位风量耗功率限值 W_s

5.4.19 空调冷（热）水泵应计算耗电输冷比（ECR-a）和耗电输热比（EHR-a），水泵的耗电输冷比和耗电输热比应符合下列规定：

1 耗电输冷比（ECR-a）和耗电输热比（EHR-a）应按下列公式进行计算：

式中：
ECR-a——水泵的耗电输冷比；　　　
EHR-a——水泵的耗电输热比；　　　　　
G——单台水泵流量（m³/h）；　　　　　
H——单台水泵扬程（m水柱）；　　　　　
η_b——单台水泵工作点效率（％）；　　　　　
Q₀——空调系统冷负荷（kW）；　　　　　
Q_R——空调系统热负荷（kW）；　　　　　
ΔT——供回水温差（℃），按表5.4.19-1选取；
A——流量系数，按表5.4.19-2选取；　　　　　
B——阻力常数，按表5.4.19-3选取；　　　　　
α——管长系数，按表5.4.19-4或表5.4.19-5选取；　　　　　
ΣL——室外管网供回水管道的总长度（m）。

表5.4.19-1 ΔT值（℃）

表5.4.19-2 A值

表5.4.19-3 B值

表5.4.19-4 四管制冷热水管道系统的α值

表5.4.19-5 两管制冷热水管道系统的α值

2 水泵的耗电输冷比和耗电输热比计算参数应符合下列规定：

1）水源热泵、空气源热泵、溴化锂机组等的热水供回水温差应按机组实际参数确定；直接提供高温冷水的机组，冷水供回水温差应按机组实际参数确定；

2）多台水泵并联运行时，A值应按较大流量选取；

3）两管制冷水管道的B值应按四管制单冷管道的B值选取；冷水系统的多级泵每增加一级泵，B值可增加5；热水系统的多级泵每增加一级泵，B值可增加4；

4）两管制冷水系统α计算式应与四管制冷水系统相同；

5）当最不利用户为风机盘管时，室外管网供回水管道的总长度应按机房出口至最远端风机盘管的供回水管道总长度减去100m确定。

条文说明

5.4.1 全面空调即为全室性空调。

5.4.2 本条说明如下：

1 工业建筑的舒适性空调和工艺性空调不划分在同一系统中。如果把使用时间不同的空调区划分在同一空调风系统中，不仅给运行调节造成困难，同时也增大了能耗，为此强调根据使用要求来划分空调风系统。

2 定风量全空气系统是按照满足最小新风量要求进行设计的，空调系统不仅要考虑设计工况，而且还考虑全年各个季节时系统的运行模式。在过渡季节，空气系统采用全新风或增大新风比运行，充分利用室外较低温度的冷空气，可以消除余热，有效地改善工作环境，节省空气冷却所需要消耗的能量。因此，增大新风进风口和新风管的断面尺寸，实现全新风运行。

3 双风管送风，主要是为了满足工艺要求。由于双风管送风方式因为有冷、热风混合过程，会造成能量损失，且有初投资大，占用空间大等缺点，一般工艺无特殊要求时，不推荐使用。

4 由于工艺生产的性质、规模以及设备布置情况不同，在工业厂房中生产线及设备的散热区域很复杂，根据具体情况，设有排除余热的局部排风系统时，不将空调系统回风口布置在这些散热量较大的区域。对于有吊顶的厂房，当屋顶传热量较大或者吊顶空间高大时，如采用吊顶回风会加大空调能耗，不利节能。

5.4.3 温湿度独立控制空调系统是采用温度与湿度两套独立的空调控制系统，分别控制、调节室内的湿度与温度，即用高温冷源去除室内余热，用新风去除室内余湿，从而避免了常规空调系统中热湿联合处理后再热空气所带来的能量损失。同时，高温冷源温度可以通过多种低成本和节能的方式提供，降低了运行能耗。即使是采用机械制冷方式，由于降温所需的高温冷源冷媒温度要高于常规冷却除湿联合处理时的冷媒温度要求，能效比也远远要高于后者，因此冷源效率得到了大幅提升。此外，夏季采用高温末端之后，由于末端的换热能力增大，冬季的热媒温度明显低于常规系统，这也扩大了可再生能源等低品位能源的应用范围。然而，目前的除湿技术手段的效率还是有待提高的，避免处理余湿的代价高于处理余热的优势，例如投资过高节能却不显著。因此，温湿度独立控制空调系统的设计，需注意解决好以下问题：

1 除湿方式和高温冷水的选择。对于我国的潮湿地区［空气含湿量高于12g/（kg·干空气）］，引入的新风进行除湿处理，达到设计要求的含湿量之后再送入房间。设计者通过对空调区全年温湿度要求的分析，合理采用各种现有的除湿方式。如果空调区全年允许的温、湿度范围较大，冷却除湿且不用再热的方式经分析论证后能够满足使用要求，也是可应用的除湿的方式之一。而对于干燥地区来说，将室外新风直接引入房间来（干热地区可能需要适当的降温，但不用专门的除湿措施），即可实现对房间的去湿要求。

人工制取高温冷水、高温冷媒系统、蒸发冷却等方式，甚至天然冷源（如地表水、地下水等），都可能作为温湿度独立控制系统的高温冷源。因此对建筑所在地的气候特点等条件进行分析论证后合理采用，主要的原则是尽可能降低人工冷源的需求。

2 全年运行尽可能利用天然冷源。由于全年室外空气参数的变化，一些地方即使设计采用人工冷源时，在过渡季节也是可以直接应用天然冷源或其他的低品位可再生能源。例如：在室外空气的湿球温度较低时，尽可能采用冷却塔来制取16℃~18℃高温冷水；与常规系统采用7℃冷水的空调系统相比，前者全年冷却塔供冷的时间远远多于后者，从而减少了冷水机组的运行时间。

当冬季供热与夏季供冷采用同一个末端设备时——例如夏季采用干式风机盘管或辐射末端设备，一般冬季采用同一末端时的热水温度在30/40℃即可满足要求，如果有低品位可再生热源，则在设计中充分考虑和利用。

3 不采用再热方式。温湿度独立控制空调系统的优势即为温度和湿度的控制与处理方式分开进行，因此空气处理时不能采用再热升温方式，造成能源的浪费。综上所述，由于温湿度独立控制系统需要配置两套独立系统，在初投资方面会有所增加，因此在方案选择阶段需要综合考虑实际需要和增量成本，经技术经济分析后确定是否采用该系统。另外，两套系统运行时的控制管理更加复杂，设计师需在设计说明中明确运行策略，以保证实际运行符合建筑的功能需要和节能要求。

5.4.4 工业厂房的空调系统多采用定风量系统，但有时由于人员或物料等条件的变化，采用风机变频实现变风量运行，可以收到明显节能效果；变风量空调系统的末端装置形式很多，这里只对系统风机提出节能要求。

5.4.5 本条主要针对舒适性空调，工艺性空调可按此执行。焓值控制方法，是在空气调节过程中，夏季对空气的处理无论是控制送风水蒸气分压力还是控制露点温度都要根据空气的温度、相对湿度全面考虑，即要由被处理的空气的热焓值来决定。在一次回风和变风量送风系统中采用了焓差控制法，系统中装有焓差控制器，它可以根据新风和回风的焓差控制新风量、回风量以及排风量的大小。

为了测量空气的焓值，在新风入口处和回风管道中装有两组温度传感器和湿度传感器，分别测出新风的干球温度和相对湿度以及回风的干球温度和相对湿度，然后将这些参数信号送入焓差控制器中。焓差控制器把新风、回风的焓值进行比较后将信号送入控制器中，通过执行机构控制、调节新风阀门和回风阀的开度，调整新风和回风的风量比，使空调机组最大限度地利用室外空气的热焓。当室外新风的焓值比室内回风的焓值高时，通过焓值控制关闭新风门，打开回风阀门：反之，当室外新风焓值比室内同风焓值低时，通过焓值控制使新、回风混合，亦即在新风的焓值比回风的焓值低时，通过控制系统打开新风门。这种在夏季对室外新风最低热焓值的选择，可使空调制冷系统的负荷降到最低程度而有利于节能，焓差控制的优越性即在于此。

5.4.6 采用风机盘管加新风系统，新风经过风机盘管，对风机盘管的运行影响较大，增加风机盘管的负担，能耗增大，或新风不足。

5.4.7 空调系统中处理新风所需的冷热负荷占建筑物总冷热负荷的比例很大，为有效地减少新风冷热负荷，采用空气-空气能量回收装置回收空调排风中的热量和冷量，用来预热或预冷新风。长期以来，排风热回收在工业厂房中大量采用，例如，航空、电子、汽车、机械等行业。但由于行业之间的差异，有的单纯从经济效益方面来权衡热回收装置的设置与否，回收期稍长一些就认为不值得采用，将许多可回收的能量浪费了。因此，本条推荐设置排风热回收装置。
在空调厂房排风携带大量的冷量或热量，所含能量十分可观，直接排出室外非常浪费。本条推荐设置排风热回收装置，其中“工艺条件允许”，是指排风中不含腐蚀性、易燃易爆等物质，或不含病菌等污染性物质；“技术经济合理”，是指排风系统连续使用和全年排风温度变化情况。使用的时间越长，回收的能量越多。在工业厂房中夏季排风温度往往高于新风温度，这种情况不能使用热回收装置。

鉴于工业建筑中上述种种复杂的情况，因此本标准规定空调系统“宜”设置热回收装置，采用适合的热回收装置。

空调系统具有一定规模时热回收比较有意义，新风较小的系统本条不作规定，可根据具体情况确定。

5.4.8 对排风热回收装置的效率的规定，按照现行国家标准《空气-空气能量回收装置GB/T21087执行。

现行国家标准《空气-空气能量回收装置》GB/T21087将空气热回收装置按换热类型分为全热回收型和显热回收型两类，同时规定了内部漏风率和外部漏风率指标。由于热回收原理和结构特点的不同，空气热回收装置的处理风量和排风泄漏量存在较大的差异。当排风中污染物浓度较大或污染物种类对人体有害时，在不能保证污染物不泄漏到新风送风中时，空气热回收装置不采用转轮式空气热回收装置，同时也不采用板式或板翅式空气热回收装置。在进行空气能量回收系统的技术经济比较时，充分考虑当地的气象条件、能量回收系统的使用时间等因素。在满足节能标准的前提下，如果系统的回收期过长，则不采用能量回收系统。

在严寒地区及夏季室外空气比焓低于室内空气设计比焓，而室外空气温度又高于室内空气设计温度的温和地区，选用显热回收装置；在其他地区，尤其是夏热冬冷地区，选用全热回收装置。从工程应用中发现，空气热回收装置的空气积灰对热回收效率的影响较大，设计中应予以重视，并考虑热回收装置的过滤器设置问题。对室外温度较低的地区（如严寒地区），对热回收装置的排风侧是否出现结霜或结露现象进行核算，当出现结霜或结露时，采取预热等措施。

常用的空气热回收装置性能和适用对象见表4。

表4 常用空气热回收装置性能和适用对象

5.4.9 计算排风热回收节能的效率，不能仅考虑热回收装置自身的热交换效率，还要考虑送、排风机增加的能耗，鼓励选用高效、低阻的热交换装置。排风热回收系统的净回收效率计算方法如下：

（1）显热净回收效率：

（2）全热净回收效率：

式中：
η_t——显热净回收效率；　　　
η_i——全热净回收效率；　　　
t₁——新风进口干球温度（℃），取5℃；　　　
t₂——新风出口干球温度（℃）；　　　
t₃——排风进口干球温度（℃），取21℃；　　　
t₄——排风进口干球温度（℃）；　　　
i₁——新风进口焓值（kJ/kg干空气），取12.9；
i₂——新风出口焓值（kJ/kg干空气）；　　　
i₃——新风进口焓值（kJ/kg干空气），取36.6；　　　
i₄——排风出口焓值（kJ/kg干空气）；　　　
L_x——新风量（m³/h）；　　　
L_p——排风量（m³/h）；　　　
L_min——最小空气量（风量小的一侧）（m³/h）；　
ρ——空气密度（kg/m³）；　　　
c_p——空气比热（kJ/kg）；　　　
W_i——风机或其他设备增加的电量（kW）；　　　
ξ_i——热电转换效率，取2.5。

5.4.10 对空气过滤器的初阻力的规定，主要是要尽量采用初阻力低、容尘量大的产品。空气过滤器的终阻力是指空调系统允许的最大阻力，而不是该产品标定的最终阻力。

现行国家标准《空气过滤器》GB/T14295一2008中，空气过滤器的参数如下：

（1）粗效过滤器是指过滤尘粒不小于2.0μm，计重效率大于20%，且小于或等于50%的空气过滤器。

（2）中效过滤器是指过滤尘粒不小于0.5μm，计数效率小于70%，且不小于20%的空气过滤器。

（3）高中效过滤器是指过滤尘粒不小于0.5μm，计数效率小于95%，且不小于70%的空气过滤器。

（4）亚高效过滤器是指过滤尘粒不小于0.5μm，计数效率小于99.9%，且不小于95%的空气过滤器。

5.4.11 土建风道是指用砖、混凝土、石膏板等材料构成的风道。从多年的工程情况反馈来看，采用土建风道有相当多的隐患，其中突出的问题就是漏风严重，而且由于大部分是隐蔽工程无法检查，内表面保温的寿命也很难保证，导致空调系统调试或运行不能正常进行。空调送、回风或经过冷热处理的新风，经过土建风道会造成冷热量损失，处理过的空气无法按设计要求送到房间。

5.4.12 很多空调水系统的定压和膨胀，没有采用膨胀水箱，而是采用如安全阀或其他措施，将膨胀的水直接排泄，这种做法非常错误，造成大量水流失及能量损耗。由于工业建筑情况复杂，本标准对采用闭式还是高位膨胀水箱不作限制性规定，只是强调空调水系统应设置膨胀水箱

5.4.13 本条说明如下：

1 水处理功能主要有：杀菌、灭藻、除垢、缓蚀及过滤等，根据空气冷却水的水质情况设置水处理装置，可设置具有综合功能的水处理装置，也可根据工业水质的情况，设置具有针对功能的水处理装置。

2 在补水总管上设置水流量计量装置的目的就是要通过对补水量的计量，让企业主动地建立节能意识，同时为管理部门监督管理提供一定的依据。现行国家标准《工业循环冷却水处理设计规范》GB50050一2007规定：“补充水管、排污水管、旁流水管应设置流量仪表”，因此本款采用“应”。

5.4.14 空调系统上送风方式在工业厂房中广泛采用。研究表明，送风温差在4℃~8℃时，每增加1℃，送风量可减少10%~15%。送风温差加大1倍，送风量可减少约50%，空调风系统的投资和材料相应减少40%左右，动力消耗下降50%。对于舒适性空调来说，加大送风温差，可能会使室内湿度降低一些，但可以收到很好的节能效果。上送风气流在到达人员活动区时，已经与房间空气进行了较充分的混合，形成了较舒适的环境。由此可见，空调系统的气流组织形式采用上送风时，夏季的送风温差可以适当加大。

5.4.15 分层空调是一种仅对室内下部空间采用空调，而上部空间不采用空调的方式，这种空调方式夏季可节约冷量30%左右。但在供暖工况时，由于热气流上升，分层空调冬季并不节能。因此这里用了“宜”。设计时要注意工业建筑的特点，充分进行方案比较，冬季可采用其他供暖系统。另外，有些高大厂房是因产品体量需要，故有全部空间均需保证温湿度要求的情形，不适宜采用分层空调。

5.4.16 蒸发冷却空调系统是利用室外空气中的干湿球温度差所具有的“天然冷却能力”，通过水与空气之间的热湿交换，对被处理的空气或水进行降温处理，以满足室内温湿度要求的空调系统。

1 在室外气象条件满足要求的前提下，推荐在夏季空调室外计算湿球温度较低的干燥地区（通常在低于23℃的地区），如新疆、西藏、青海、宁夏、甘肃、内蒙古、陕西、云南等干热气候区，采用蒸发冷却空调系统，降温幅度大约能达到10℃~20℃的明显效果。

2 对于工业建筑中的高温车间，如铸造车间、熔炼车间、动力发电厂汽机房、变频机房、通信机房（基站）、数据中心等，由于生产和使用过程散热量较大，但散湿量较小或无散湿量，且空调区全年需要以降温为主，这时，采用蒸发冷却空调系统，或蒸发冷却与机械制冷联合的空调系统，与传统压缩式空调机相比，耗电量只有其1/8~1/10。全年中过渡季节可使用蒸发冷却空调系统，夏季部分高温高湿季节蒸发冷却与机械制冷联合使用，以有利于空调系统的节能。

3 对于纺织厂、印染厂、服装厂等工业建筑，由于生产工艺要求空调区相对湿度较高，采用蒸发冷却空调系统。另外，在较潮湿地区（如南方地区），使用蒸发冷却空调系统一般能达到5℃~10℃左右的降温效果。江苏、浙江、福建和广东沿海地区的一些工业厂房，对空调区湿度无严格限制，且在设置有良好排风系统情况下，也广泛应用蒸发式冷气机进行空调降温。

5.4.17 空气处理过程中冷却和加热相互抵消现象，会造成能量的浪费。过去对恒温恒湿型或对相对湿度有上限控制要求的空气调节系统，大都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。近年来不少新建集成电路洁净厂房的恒温恒湿空气调节系统采用新的空气处理方式，成功地取消了再热，而相对湿度的控制允许波动范围可达±5%。

避免采用耗能的再热方式，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，如完全依靠二次回风来避免出现冷热抵消现象，其控制较难实现。这里提倡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。

中、大型限定词，是把小型系统视作例外。因为再热损失（即冷热抵消量的多少）与送风量的大小（即系统的大小）成正比例关系。小型系统规模小，即使用再热，有一些冷热抵消，数量也有限。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，因此不限制使用。况且对于小型系统，如果再另外加设一套新风处理机组，既不经济，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300m²以上的恒温恒湿空气调节区对象。对于这类对象适用的恒温恒湿机组的容量大致为：风量10000m³/h，冷量约56kW。现在也有将恒温恒湿机组越做械大的现象。这是不节能、不经济、不合理的。

5.4.18 在现行国家标准《公共建筑节能设计标准》GB50189-2005执行过程中发现，计算风机的单位耗功率的要求中对于总效率和风机全压方面存在一定的问题如下：

（1）设计人员很难确定实际工程的总效率η_t；

（2）对于空调机组，由于内部组合的变化越来越多，且设计人员很难计算出其所配置的风机的全压要求。这些都导致实际执行和节能审查时，对此的评价存在一定的困难。

由于设计人员并不能完全掌控空调机组的阻力和内部功能附件的配置情况。作为节能设计标准，规定W_s的目的是对于常规的空调、通风系统，设计师对管道系统在设计工况下的阻力进行一定的限制，同时选择高效的风机。按照目前国家风机和电机能效等级标准的规定，重新计算了风道系统的W_s限值，并将传动效率和电机效率合并后，作为后台计算数据，这样就不需要暖通空调的设计师再对此进行计算。

首先要明确的是：W_s指的是实际消耗功率而不是风机所配置的电机的额定功率。因此不能用设计图（或设备表）中的额定电机容量除以设计风量来评价W_s。设计师在施工图中表明风机的风压或空调机组余压P，以及对风机效率η_F的最低限值要求。这样即可用式（5.4.18）来计算实际设计系统的W_s，并和表5.4.18对照来评判是否达到了本条的要求。

表5.4.18中，“通风系统”是指带有风管的整体通风和局部通风系统，不包括通风系统中的设备，如过滤器、净化装置等。

5.4.19 本条参考现行国家标准《公共建筑节能设计标准》GB50189一2014。耗电输冷（热）比反映了空调水系统中循环水泵的耗电与建筑冷热负荷的关系，对此值进行限制是为了保证水泵的选择在合理的范围，降低水泵能耗。式（5.4.19-1）及式（5.4.19-2）中，A是与水泵流量有关的计算系数，B是与机房及用户的水阻力有关的计算系数，ΣL是从冷热机房出口至该系统最远用户供回水管道的总输送长度。

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