8．1 一般规定

8．1．1 本条规定了对空气调节的要求，为新增条文。
    空气调节的目的有两个，一个是以满足工业生产工艺或产品对室内空气环境参数要求为目的，称为工艺性空气调节；另一个是以满足人体对室内空气热湿环境要求及健康要求为目的，称为舒适性空气调节。本规范主要针对工艺性空气调节，因此明确规定“工艺性空气调节应满足生产工艺或产品对空气环境参数的要求”是必要的。当设计生产环境有人员的工艺性空气调节时，应首先满足生产工艺对空气环境参数的要求，在此前提下兼顾考虑人员的热舒适及健康要求。当工业建筑中以满足人员的舒适性要求为主时，空气调节设计应符合现行国家标准《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》GB 50736中的相关规定。
8．1．2 本条规定了设置空气调节的条件。
    1 对于工业建筑，生产工艺的室内温度、湿度计洁净度条件是必须满足的，当采用供暖通风不能达到生产工艺对环境的要求，一般指夏季室外温度较高，无法用通风的方式满足降温的情况，如发热量较大的配电室等场合，若采用通风方式降温，夏季不能达到室内温度要求；或者冬季采暖虽然能满足室内温度要求，但不能满足室内湿度要求的情况；或者室内洁净度要求较高的情况，所以设置空气调节。
    2 为了有利于提高了人员的劳动生产率和工作效率，延长设备使用寿命，降低设备生命周期费用，增加了经济效益。
    3 随着经济水平的提高，空气调节的应用也日益广泛，为了改善劳动条件，满足卫生要求，有益于人员的身体健康，都应设置空气调节。
    4 有利于提高和保证产品质量是指产品生产或储存中，对室内温度、湿度、洁净度有特殊的要求。
8．1．3 本条是关于工业建筑空气调节区的面积，散热、散湿设备和设置全室性空气调节的规定。
    在满足生产工艺要求的前提下，尽可能减少空气调节区的面积和体积，其目的是为了节约空气调节投资、减少空气调节用能、降低空气调节运行费用。
    空气调节区的散热、散湿设备越少，则冷、湿负荷越小，越有利于控制达到温、湿度的要求，同时也比较经济。因此条文规定，在满足生产工艺要求的条件下，宜减少空气调节区的散热、散湿设备。
    对于工艺性空气调节，宜采取经济有效的局部工艺措施或局部区域的空气调节代替全室性空气调节，以达到节能降耗的目的。如储存受潮后易生锈的金属零件。若采用全室性空气调节保持低温要求是不经济的，而在工艺上采用干燥箱储存这些零件是行之有效的好办法，又如，电表厂的标准电阻要求温度波动小，而将标准电阻放在油箱内用半导体制冷，保持油箱内的温度就可不设全室性空气调节；对于工业厂房内个别设备或工艺生产线有空气调节要求，采用罩子等将其隔开，在此局部区域内进行空气调节，既可满足工艺要求，又比整个区域空气调节节约投资并节能。
8．1．4 本条规定了工业建筑的高大空间分层空气调节的要求。
    对于工业建筑的高大空间，当生产工艺或使用要求允许仅在下部作业区域设计空气调节时，应采用分层式送风或下部送风的气流组织方式，以达到节能的目的。本次修订将原规范第6．1．2条中的高大空间分层空气调节的规定成为单独的条文，并改为适用于“工业建筑”，是为了响应工业建筑节能及空气调节节能设计要求，强化空气调节节能设计。有些场所无法实现侧送风，只能顶部送风，因此规定“宜”采用分层式空气调节方式。
    大面积厂房如纺织厂，厂房内工艺设备区和操作人员区可以有不同的温、湿度要求，但两个区域之间无隔间，这时也可采用分区设不同空气调节系统，对节能有显著效果，已在很多工厂应用。
8．1．5 本条规定了空气调节区内的空气压差要求。
    空气调节区内的空气压力不仅影响空气的流动，而且还影响着空气调节区的环境参数控制和新风比及能耗，因此在设计上需要重视。如果空气调节区的空气压力为负压，区外空气就会流入，从而影响空气调节区的环境参数；如果空气调节区的空气压力保持为正压，则能防止区外空气渗入，有利于保证空气调节区的环境参数少受外界干扰。所以一般情况下，空气调节区保持正压。
    对于工业建筑的生产工艺性空气调节，不同的生产工艺有不同的要求，因此空气调节区的空气压力应按工艺要求确定。通常，当环境参数不同的空气调节区相邻时，原则上空气压差的方向是：洁净度等级较高的空气调节区的空气压力大于洁净度等级较低的空气调节区的空气压力，温、湿度波动范围较小的空气调节区的空气压力大于温、湿度波动范围较大的空气调节区的空气压力，无污染源的空气调节区的空气压力大于有污染源的空气调节区的空气压力。
    空气调节系统室内正压值不宜过小，也不宜过大，研究及大量工程实践证明，室内正压值一般宜为5Pa～10Pa，室内正压值太大时，不仅会影响人体舒适感，而且会增大新风能耗，同时还会造成开门困难。
8．1．6 本条是关于空气调节区的设计布置要求。
    空气调节区集中布置有利于减少空气调节区外墙以及与非空气调节区相邻的内墙、楼板传热形成的冷、热负荷，降低空气调节系统投资及建筑保温的造价，便于运行控制和维护管理。
8．1．7 本条规定了围护结构的传热系数。
    建筑物围护结构的传热系数K值的大小是能否保证空气调节区正常生产条件，影响空气调节工程综合造价高低、维护费用多少的主要因素之一。K值愈小，则冷负荷愈小，空气调节系统装机容量愈小。K值又受建筑结构与材料等投资影响，不能无限制地减小。K值的选择与绝热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绝热材料的投资回收年限等各项因素相关。不同地区的热价、冷价、电价、水价、绝热材料价格及系统工作时间等可能不同，即使同一地区这些因素也是变化的，因此本条只给出K值的最大限值，实际应用中应通过技术经济比较确定合理的K值。
8．1．8 本条规定了围护结构的热惰性指标。
    热惰性指标D是表征建筑围护结构对温度波衰减快慢程度的无量纲指标，D值大小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。因此，本条按照室内温度允许波动范围的不同规定了围护结构热情性指标D的最小限值，恒温空调设计时建筑围护结构的D值不应小于表8．1．8的值。需要说明的是，虽然D值越大越有利，但增大D值意味着增加围护结构投资，所以具体工程合理的D值应经过技术经济比较后确定。
8．1．9 本条是关于空气调节区外墙、外墙朝向及其所在层次的规定。
    根据实测表明，对于空气调节区西向外墙，当其传热系数为0．34W／(m2·℃)～0．40W／(m2·℃)，室内、外温差为10．5℃～24．5℃时，距墙面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℃的空气调节区来说，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。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，且应避免将空气调节区设置在顶层。
    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℃的空气调节区，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)℃的空气调节区，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℃空气调节区的影响，所以规定当其在单层建筑物内时，宜设通风屋顶。
    在北纬23．5°及其以南的地区，北向与南向的太阳辐射强度相差不大，且均较其他朝向小，可采用南向或北向外墙。对于本规范第8．1．10条来说，则可采用南向或北向外窗。
8．1．10 过渡季空调系统不运行时，利用外窗自然通风，可开启外窗面积应满足自然通风的需要。
8．1．11 本条规定了工艺性空气调节区的外窗朝向。
    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，但从降低空气调节系统造价考虑，应尽量采用北向外窗；室温允许波动范围为±1．0℃的空气调节区，由于东、西向外窗的太阳辐射热可以直接进入人员活动区，不应有东、西向外窗，据实测，室温允许波动范围为±0．5℃的空气调节区，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，如果有外窗，应北向。
8．1．12 本条规定了设置门斗的要求。
    从调查来看，一般空气调节区的外门均设有门斗，内门指空气调节区与非空气调节区或走廊相通的门，一般也设有门斗。走廊两边都是空气调节区的除外，在这种情况下，门斗设在走廊的两端。与邻室温差较大的空气调节区，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，因此在后来的运行管理中也采取了一定的措施。按北京、上海、南京、广州等地空气调节区的实际使用情况，规定门两侧温差大于或等于7℃时，应采用保温门；同时对室内温度波动范围要求较严格的工艺性空气调节区的内门和门斗作了如条文中表8．1．12的相关规定。
8．1．13 本条是关于全空气空调系统可变新风比的规定，为新增条文。
    本条规定主要是从空调系统节能及保证室内空气质量来考虑的，因为不少工业建筑的空气调节区内生产工艺设备散热形成的空调冷负荷远大于建筑围护结构传热形成的冷负荷，有些甚至需要全年供冷，从空调系统运行节能考虑，这种场合的空调系统设计应能实现在过渡季节充分利用外部自然冷源，即当室外空气焓值低于空气调节区焓值时，空调系统可实现加大新风量直至全新风运行的运行模式，从而减少冷水机组运行时间和台数，实现系统运行节能。当室外新风质量符合空气调节区要求且空气调节区有可开启的外窗时，则开窗自然通风更有利于节能；当室外新风质量不符合空气调节区要求时，就不能开启外窗自然通风，必须开启空气调节系统机械送排风，这就要求系统能实现全新风运行，所以系统设计时就要设计有能实现全新风运行的技术措施及调节控制设备。
    实现全新风运行的措施包括空调机组配备双风机(送风机及回风机)或者另设专用的排风机，新风口及新风道按照总风量设计。
8．1．14 本条是关于工业建筑空气调节系统进行方案优化的原则，为新增条文。
    对建筑规模较大、生产工艺功能复杂、空气调节区环境参数要求较高的工业建筑，在选择确定空气调节设计方案时，宜对各种可行的方案及运行模式进行全年能耗模拟计算分析，综合考虑系统能耗、投资、运行维护费用，并进行技术、经济比较，才能使系统的设计配置最合理，运行模式及控制策略最优化。

8．2 负荷计算

8．2．1 本条是关于逐时冷负荷的计算规定。
    近年来，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。由此带来初投资较高，运行不经济，给国家和投资者造成损失，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。
    工业建筑一般是以工艺设备发热量为主要得热量，围护结构得热量占有的比例较小，本条规定空气调节区的冷负荷在高阶段设计可采用冷负荷指标法计算，而施工图设计时应逐项逐时计算，因此本条不再作为强制性条文。
8．2．2 本条规定了空气调节系统的冬季热负荷。
    空气调节区的冬季热负荷与供暖房间的热负荷，计算方法是一样的，只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，空气调节区温度的不保证时间应少于一般供暖房间，因此在选取室外计算温度时，规定采用历年平均每年不保证1天的日平均温度值，即应采用冬季空气调节室外计算温度。
    空气调节厂房冬季热负荷应按本规范第5．2节的方法计算，当工艺设备具有稳定的散热量时，厂房的热负荷应扣除这部分得热量。
8．2．3 本条规定了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，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。工业建筑的高大空间采用分层空调方式时，需计算上部空间向空调区的热转移量；采用局部空调或分区空调方式时，应计算其他区域向计算空调区的热转移量。
8．2．4 本条规定了空气调节区的夏季冷负荷。
    本条规定了计算夏季设计冷负荷所应考虑的基本因素，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冷负荷计算的各种得热项目，并提出对于工业建筑工艺性空气调节，往往设计冷负荷的绝大部分是由生产工艺设备散热等室内热源得热量形成的，冷负荷计算时要特别重视这一特点。
    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，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一放热作用，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。
8．2．5 本条规定了室外或邻室计算温度。
8．2．6、8．2．8 这几条规定了外墙、屋顶和外窗传热形成的逐时冷负荷。
    第8．2．6条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。
8．2．9 本条规定了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，因此作了本条规定。
8．2．10 本条规定了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范围内的地面宜计算传热形成的冷负荷。
    本条所指的“其他情况”，是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。
8．2．11 本条规定了透过玻璃窗进入的太阳辐射热量。
    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D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。
8．2．12 本条规定了透过玻璃窗进入的太阳辐射热形成的冷负荷。
    由于透过玻璃窗进入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。
8．2．13 本条是关于人体、照明和设备等散热形成的冷负荷的规定。
    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。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。
8．2．14 本条规定了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，并且与本规范第8．2．3条第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。
8．2．15 本条规定了散湿量的计算。
    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。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降低下来。
    “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8．2．13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的通风系数值。
8．2．16 本条是关于空气调节区、空气调节系统、空调冷源夏季冷负荷的规定。
    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调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。
    空调系统附加冷负荷，包括空气通过风机、风管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。空调冷源附加冷负荷，包括冷水通过水泵、水管、水箱的温升引起的冷负荷。

8．3 空气调节系统

8．3．1 本条规定了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，尽量做到节省一次投资、系统运行经济、减少能耗。
8．3．2 本条规定了空气调节风系统的划分。
    1 考虑到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。但有适应不同区域不同要求的措施时，如采用设有末端装置的变风量系统或采用分区送风型空气处理装置时，可合设。
    5 同一时段需供冷和供热的空气调节区，指不同朝向空气调节区、外区与内区等。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。
8．3．3 本条规定了全空气定风量空气调节系统的选择设计。
    (1)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。因而不存在多空气调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。
8．3．4 本条规定了一次回风系统的选择。
    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)，其允许进风温差都较小，为避免再热量的损失，不宜采用一次回风的全空气定风量空气调节系统，可以使用二次回风系统。
8．3．5 本条规定了设置进风机、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。
8．3．6 本条规定了变风量空气调节系统的选择。
    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；因此不适用于噪声要求严格的空气调节区。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，使用前应经技术经济比较，技术经济合理时可采用。
    1 负担多个空气调节区，各空气调节区负荷变化较大时，采用各个空调区分别设置变风量末端，或者采用空调机组分区送风集中设置变风量装置，均可达到系统变风量的目的，从而实现分室控制温度，以及节能运行的目的。
    2 条文中增加了单个空气调节区的全空气变风量空气调节系统。全空气系统部分负荷时如果不改变空气调节系统的送风量，要保持室内温度只能通过减小送风温差来达到热量平衡，此时热湿比线右移使室内相对湿度变大。如果采用变风量空气调节系统，部分负荷时通过减小送风量，不但可以节省风量输送电能，而且能够保持较低的相对湿度，减小室内金属零部件锈蚀。
8．3．7 本条规定了变风量空气调节系统的设计。
    1 对变风量空气调节系统，要求采用风机调速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 本款是对空气调节区可变风量范围的要求。
    4 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，会影响到室内空气分布。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。
8．3．8 本条规定了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。
    (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。本条将“经处理的新风宜直接送入室内”中的“宜”修改为“应”，是强调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，不利于节能。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；
    (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，所以不应安装在机加工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。
8．3．9 本条规定了蒸发冷却空调系统的选择，为新增条文。
    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。蒸发冷却空调机组目前已在新疆、甘肃、宁夏和内蒙古等地区得到了大力推广与应用。
    2 对于工业建筑中高温车间，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1／10～1／8。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，宜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的情况下，也广泛应用蒸发式冷气机进行空调降温。
8．3．10 本条规定了蒸发冷却空调系统的设计要求，为新增条文。
    1 蒸发冷却空调系统的形式，按负担空调区热湿负荷所用的介质不同，可分为全空气式和空气-水式蒸发冷却空调系统。当通过蒸发冷却处理后的空气能承担空调区的全部显热负荷和散湿量时，应选全空气式蒸发冷却空调系统；当通过蒸发冷却处理后的空气仅承担空调区的全部散湿量和部分显热负荷，而剩余部分显热负荷由冷水系统承担时，系统应选用空气-水式蒸发冷却空调系统。空气-水式蒸发冷却空调系统中，水系统的末端设备可选用干式风机盘管机组、辐射板或冷梁等。
    2 全空气式蒸发冷却空调系统根据空气处理方式，可采用直接蒸发冷却、间接蒸发冷却、间接-直接复合式蒸发冷却(直接蒸发冷却与间接蒸发冷却组合的方式)、蒸发冷却-机械制冷联合式空调技术(蒸发冷却与机械制冷混合的方式)以及除湿-蒸发冷却(除湿与蒸发冷却混合的方式)。
    夏季空调室外计算湿球温度低于23℃的干燥地区，其空气处理可采用直接蒸发冷却方式。当空调区热湿负荷较大时，为强化冷却效果，进一步降低系统的送风温度，减小送风量和风管面积时，可采用复合式蒸发冷却方式。复合式蒸发冷却的二级蒸发冷却是指在一个间接蒸发冷却器后再串联一个直接蒸发冷却器；三级蒸发冷却是指在两个间接蒸发冷却器串联后，再串联一个直接蒸发冷却器；夏季空调室外计算湿球温度在23℃～28℃的中等湿度地区，单纯用复合式蒸发冷却已无法满足送风含湿量的要求，可采用在一个间接蒸发冷却器后，再串联一个空气冷却器(以间接蒸发冷却为主，机械制冷为辅)；夏季空调室外计算湿球温度高于28℃的高湿度地区，既可采用在一个间接蒸发冷却器后再串联一个空气冷却器(以机械制冷为主，间接蒸发冷却为辅)，又可采用除湿与蒸发冷却混合的方式，即采用冷冻除湿、转轮除湿及溶液除湿等除湿方法先将被处理空气处理到干燥地区的状态，然后再串联一个直接蒸发冷却器或复合式蒸发冷却器。
    直接蒸发冷却空调系统由于水与空气直接接触，其水质直接影响室内空气质量，故其水质应符合本规范第8．5．2条的规定。
8．3．11 本条规定了多联式空调系统的选择。
    多联式空调系统的主要工作原理是：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。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。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。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、有油污蒸气、有产生电磁波或高次频波设备的场所时，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。
    1 使用时间接近的空调区设计为同一空调系统对运行调节有利，有利于提高部分负荷运行性能系数，建议采用。
    2 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。
    3 夏热冬冷地区、夏热冬暖地区、温和地区一般不具备市政供热管网，需全年运行时宜采用热泵式机组。
    4 近年来，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。
8．3．12 本条规定了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，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，如干式蒸发或利用乙烯二醇水溶液作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℃的冷水，也可用于空气冷却器的出风温度为8℃～10℃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。
8．3．13 本条规定了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：易引起风口结露；不利于风口处空气的混合扩散；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，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 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，应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Allan T．Kirkpatrick和James S．Elleson编著，汪训昌译)一书，它给出了相关推荐数据。
    4 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、末端送风装置的正确保冷与密封，保冷层应比常规系统厚。
    5 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。
8．3．14 本条规定了设置单元式空气调节机的原则，为新增条文。
    单元式空气调节系统是指空气调节机组带有压缩机、冷凝器、直接膨胀式蒸发器、空气过滤器、通风机和自控系统等整套装置，可直接对空气调节区进行空气处理，实施温、湿度控制。整体式空气调节机组所有部件组合成一体，分体式空气调节机组是将部件分成室外机和室内机两部分分别安装。
    直接膨胀式包括了风冷式和水冷式两类。本条指出了某些需空气调节的建筑或房间，采用分散设置的整体或分体直接膨胀式空气调节机组比设集中空气调节更经济合理的几种情况，这在工业厂房及辅助建筑中很常用。风冷小型空气调节机组品种繁多，有风冷单冷(热泵)空气调节机组、冷(热)水机组等。当台数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。直接膨胀式空调机组采用蒸发式冷凝器，制冷性能系数高，运行节能效果较好；其系列产品中制冷性能系数(COP)一般可达到3．0以上，比现行国家标准《蒸汽压缩循环冷水(热泵)机组 第2部分：户用或类似用途的冷水(热泵)机组》GB／T 18430．2中的COP规定值高出近40％，节能效果显著，对于符合上述情况的建筑均较为适用。
    单元式空气调节系统用于空气调节房间面积小且比较分散的场合，是比较经济的方式。
    使用时间不一致大致有以下几种情况：一是白天工作与全天工作不一致，二是季节性工作与全年工作不一致，等等。
8．3．15 本条规定了单元整体、分体式空气调节系统设计，为新增条文。
    在气候条件允许的条件下，采用热泵型机组供暖比电加热供暖节能。工业厂房一般有蒸汽或热水供给，这时可利用集中热源供热。对于屋顶单元式空气调节机，可根据需要配备机组功能段，如过滤段、新风净化段、热水或蒸汽加热段等。非标准设备宜按机电一体化要求配置机组，自带温度控制、湿度控制、过滤器压差报警、连锁、自动保护等功能。
8．3．16 本条规定了直流式系统的选择。
    直流系统不包括设置回风，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。本条是考虑节能、卫生、安全而规定的，一般全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。
8．3．17 本条规定了湿热地区全新风空气调节系统防止室内结露的措施。
    采用房间温度或送风温度控制表冷器水阀开度时，有阀门全关的情况出现，这时未经除湿的新风直接送入室内，室内易出现结露现象。避免这种情况出现的方法有定露点控制加再热方式、设定水阀不能全关、工艺允许的情况下改变送风量等。
8．3．18 本条规定了空气调节系统的新风量。
    有资料规定，空气调节系统的新风量占进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10％时，由于人员较少，室内CO2浓度也较低(氧气含量相对较高)，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)。
8．3．19 本条是关于新风进风口的规定。
    (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。
8．3．20 本条规定了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，如采取控制双风机系统各风阀的开度或排风机与新风机连锁控制风量等自控措施。
8．3．21 本条规定了空气处理机组的设置及安装位置。
    空气处理机组安装在空调机房内，有利于日常维修和噪声控制。
    空气处理机组安装在邻近所服务的空调区机房内，可减小空气输送能耗和风机压头，也可有效地减小机组噪声和水患的危害。新建筑设计时，应将空气处理机组安装在空调机房内，并留有必要的维修通道和检修空间；同时宜避免由于机房面积的原因，机组的出风风管采用突然扩大的静压箱来改变气流方向，以导致机组风机压头损失较大，造成实际送风量小于设计风量的现象发生。
    为降低风机和水泵运行时的振动对工艺生产和操作人员的影响，空调机组所配的风机和水泵应设置良好的减振装置，对于某些精密加工生产工艺对微振要求很高时，风机和水泵可设置多级减振。
    为保证空气处理机组表冷器凝结水排水顺畅，应根据机组排水处的压力合理设置排水水封。排水水封的做法可参照图1；图1(a)适合于排水处为负压，图1(b)适合于排水处为正压。

图1 排水水封

    通常情况下，空气处理机组的漏风率及噪声满足现行国家标准《组合式空调机组》GB／T 14294即可，但对于特殊工艺要求的空气调节系统，如温、湿度控制精度要求高，湿度要求极低的干房等，若空气处理机组的漏风量大，将直接影响房间参数的保证，所以应降低空气处理机组的漏风率。同样，对于房间噪声要求严格的空调房间，如微波暗室、消声室等，其空气调节系统的空气处理机组噪声应降低。

8．4 气流组织

8．4．1 本条是关于空气调节区的气流组织的规定。
    本条规定了进行气流组织设计时应考虑的因素，强调进行气流组织设计时除要考虑室内温度、相对湿度、允许风速噪声等要求外，结合工业建筑的特点，还应考虑工艺设备和生产工艺对气流组织的要求以及温、湿度梯度等要求。
8．4．2 本条规定了空气调节区的送风方式及送风口选型。
    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合理的布置来实现。
    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。本条增加了电子信息系统机房地板送风等方式。
    1 方形、圆形、条缝形散流器或孔板等顶部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，以及室内散湿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100mm～250mm的汇合段内，射流的温度、速度均已衰减，可达到±0．1℃的要求，且区域温差小，在较大的换气次数下(达32次／h)，人员活动区风速一般均在0．09m／s～0．12m／s范围内。所以在单位面积送风量大，且人员活动区要求风速小或区域温差要求严格的情况下，应采用孔板向下送风。 
    2 对于一些无吊顶的房间，如机加工车间、装配车间等，可根据工艺生产设备的布置情况，房间的层高等因素选择双层百叶风口侧送，当房间比较高时，可采用喷口侧送，直片散流器和旋流风口等顶送或地板风口下送风方式。
    3 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。生产工艺和人员活动区对风速有要求时，不应采用侧送。
    4 对于温、湿度允许波动范围要求不太严格的高大厂房，采用顶部散流器贴附送风或双层百叶风口贴附送风等方式，送风气流很难到达工作区，工作区的温、湿度也难以保证，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工艺操作区的温度直接以较低的速度送入室内，送风口置于地板附近，排风口置于屋顶附近。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工艺操作和设备区。
    5 对于工业建筑，高大空间的空调区域通常有以下两种情况：第一种情况，工艺生产对整个空间的温、湿度均有严格要求，且对温、湿度梯度也有严格要求，此时宜采用百叶风口或条缝形风口在房间的高度方向上分多层侧送风，回风口宜设置在对面，相应的作多层回风；第二种情况，工艺生产只对房间下部，即生产操作区的温、湿度有较严格要求，而对房间上部空间温、湿度无严格要求，此时宜采用百叶风口、条缝形风口或喷口等仅对房间下部进行侧送，以节省能量。
    6 变风量空气调节系统的送风参数通常是保持不变的，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生产操作区，而不至于在上部区域滞留。
    7 对于热密度大、热负荷大的电子信息系统机房，采用下送风、上回风的方式有利于设备的散热；对于高度超过1．8m的机柜，采用下送风、上回风的方式可以减少机柜对气流的影响。随着电子信息技术的发展，机柜的容量不断提高，设备的发热量将随容量的增加而加大，为了保证电子信息系统的正常运行，对设备的降温也将出现多种形式，各种方式之间可以相互补充。
    8 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、贴附长度及噪声等同题。选择低温送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气调节区特征长度三个参数，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气调节区的特征长度，以避免人员活动区吹冷风现象。
8．4．3 本条规定了采用散流器送风的要求，为新增条文。
    1 采用平送贴附射流的散流器，为了保证贴附射流有足够射程，并不产生较大的噪声，所以规定了散流器的喉部风速，送热风时可取较大值；
    2 为了便于散流器的风量调节，使房间的风量接近设计值或使房间的风量分布均匀，每个散流器宜带风量调节装置；
    3 根据空调房间的大小和室内所要求的环境参数选择散流器的个数，一般按对称位置或梅花形布置。散流器之间的间距和离墙的距离，一方面应使射流有足够射程，另一方面又应使射流扩散好。规定最大长宽比主要是考虑送风气流分布均匀。
8．4．4 本条规定了贴附侧送风的要求。
    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。
8．4．5 本条规定了孔板送风的要求。
    1 本款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。
    2 风速的规定是为了稳压层内静压波动小。
    3 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6m×9m的空气调节区内(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。
    4 当稳压层高度较低时，稳压层进风的送风口一般需要设置导流板或挡板，以免送风气流直接吹向孔板。
    5 当送冷热风时，需在稳压层侧面和顶部加保温措施。稳压层还要求有良好的气密性以减少漏风。
8．4．6 本条规定了喷口送风的要求。
    1 降人员操作区置于气流回流区是从满足卫生标准的要求而制订的。
    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相关。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0．5倍。
    3 对于兼作热风供暖的喷口送风系统，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。
8．4．7 本条规定了电子信息系统机房采用活动地板下送风的要求，为新增条文。
    1 随着电子信息产业的发展，机柜的发热功率越来越大，为了减少空调系统的送风量，并保证机柜的冷却效果，宜将空调系统处理过的低温空气全部通过机柜，所以将送风口全部布置在冷通道区域内，并靠近机柜进风口处。
    2 同一个信息机房内，布置的机柜型号不完全相同，有高密度型，也有低密度型，不同机柜的发热量相差比较大，且即使在一个房间内不同区域的机柜布置密度也不尽相同，所以为便于房间的温度调节，各区域的送风量应该可以调节。
    有些机房的个别区域密布高密度机柜，该区域的发热量很大，即使在该区域满布开孔的架空地板，也难以消除设备的高发热，所以必要时应在该区域的送风口下方设置加压风扇，加大送风量。
    3 近几年，随着信息技术的发展，机柜的数据存储量越来越大，相应的机柜发热功率也越来越大，机房的单位面积送风量也随之增大，为了减小地板送风口的出口风速，降低地板送风口的阻力，宜采用开孔率大的地板送风口。
8．4．8 本条规定了分层空气调节的空气分布。
    1 在高大厂房中，当上部温、湿度无严格要求时，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，这种分层空气调节具有较好的节能效果，一般可达30％左右。
    实践证明，对于高度大于10m，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求。
    2 为强调实现分层，即能形成空气调节区和非空气调节区，本款提出“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 在高大厂房中，如仅对下部空间(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，为保证分层，使下部空气调节区的气流与上部非空调区域的通风排热气流减少交叉和混合，当下部空气调节区采用下送风时，回风口应布置在下部空气调节区域内的侧边上部。
    4 为保证空气调节区达到设计要求，应减少非空气调节区向空气调节区的热转移。为此，应设法消除非空气调节区的散热量。实验结果表明，当非空气调节区的散热量大于4．2W／m3时，在非空气调节区适当部位设置送、排风装置排除余热，可以达到较好的效果。
8．4．9 本条规定了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，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％，而送风动力消耗则可减少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定值。所以确定空气调节系统的送风温差时，必须和送风方式结合起来考虑。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8．4．9中所列的送风温差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。
8．4．10 本条规定了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，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8．4．9条所规定的送风温差相适应的。
    实践证明，在室温允许波动范围大于±1．0℃工艺性空气调节区和一般舒适性空气调节中，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。
8．4．11 本条规定了送风口的出口风速。
    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订的。
    (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／d0相关，根据实验，两者有以下关系：

    式中：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，根据式(12)得出的计算结果列于表7。

表7 出口风速(m／s)

    因此侧送和散流器平送的出口风速采用2m／s～5m／s是合适的。
    (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7m／s～8m／s时，会有一定的噪声，一般采用3m／s～5m／s为宜。
    (3)条缝形风口下送多用于纺织厂，当空气调节区层高为4m～6m，人员活动区风速不大于0．5m／s时，出口风速宜为2m／s～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的。
8．4．12 本条规定了回风口的布置方式。
    1 对于工业建筑，经常会有发热量比较大的设备，将回风口布置在这些发热设备的附近，能使设备的散热立即带走，避免热量的扩散，有利于房间温度的保证。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，其吸风气流速度与作用半径的平方成反比，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。
    2 采用侧送时，把回风口布置在送风口同侧，采用顶送时，回风口设置在房间的下部或下侧部，效果会更好些。
    3 关于走廊回风，其横断面风速不宜过大，以免引起扬尘和造成不舒适感。同时应保持走廊与非空气调节区之间的密封性，以减少漏风，节省能量。
8．4．13 本条规定了回风口的吸风速度。
    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。

8．5 空气处理

8．5．1 本条规定了空气冷却方式。
    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)的喷淋雾化或淋水填料层直接与待处理的室外新风空气接触。这时由于喷淋水的温度一般都低于待处理空气(即准备进入室内的新风)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)也会因不断吸收空气中的热量作为自身蒸发所耗，而蒸发后的水蒸气随后又会被气流带入室内。于是新风既得以降温，又实现了加湿。所以这种利用空气的显热换得潜热的处理过程，既可称为空气的直接蒸发冷却，又可称为空气的绝热降温加湿。待处理空气通过直接蒸发冷却所实现的空气处理过程为等焓加湿降温过程，其极限温度能达到空气的湿球温度。
    在某些情况下，当对待处理空气有进一步的要求，如果要求较低的含湿量或比焓时，应采用间接蒸发冷却。间接蒸发冷却有三种主要形式。一种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空气(即准备送入室内的空气)，并使乏降低温度。由此可见，待处理空气通过间接蒸发冷却所实现的便不再是等焓加湿降温过程，而是减焓等湿降温过程，从而得以避免由于加湿而把过多的湿量带入空调区。如果将上述两种过程放在一个设备内同时完成，这样的设备便成为间接蒸发冷却器。第二种是间接蒸发冷却器有两个通道，第一通道通过待处理空气，第二通道通过辅助气流及喷淋水。在第一通道中水蒸发吸热，第二通道辅助气流把水冷却到接近其湿球温度，然后水通过盘管把另一侧的待处理空气冷却下来。第三种是待处理空气经过由蒸发冷却冷水机组制取高温冷水(16℃～18℃)，使空气减焓等湿降温。待处理空气通过间接蒸发冷却所实现的空气处理过程为等湿降温过程，其极限温度能达到空气的露点温度。
    由于空气的蒸发冷却不需要人工冷源，只是利用水的蒸发吸热以降低空气温度，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、高温车间或干热气候条件下的空气调节中。但是随着对空气调节节能要求的提高和蒸发冷却空气处理技术的不断发展，空气的蒸发冷却在空气调节工程中的应用必将得到进一步的推广。特别是我国幅员辽阔，各地气候条件相差很大，这种空气冷却方式在干热地区(如新疆、西藏、青海、宁夏、甘肃、内蒙古、陕西、云南)是很适用的。
    干燥地区(夏季空调室外计算湿球温度通常在低于23℃的地区)，夏季空气的干球温度高，湿球温度低，含湿量低，不仅可直接利用室外干燥空气消除空调区的湿负荷，还可以通过蒸发冷却等来消除空调区的热负荷。在新疆、西藏、青海、宁夏、甘肃、内蒙古、陕西、云南等地区，应用蒸发冷却技术可大量节约空调系统的能耗。
    2 对于温度较低的江、河、湖水等，如西北部地区的某些河流、深水湖泊等，夏季水体温度在10℃左右，完全可以作为空调的冷源。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，且又没有水温、水质符合要求的天然冷源可利用时，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，并在条件许可的情况下，适当考虑利用天然冷源的可能性，以达到节能的目的。
8．5．2 本条规定了空气处理装置的水质要求，为新增条文。
    水与被处理空气直接接触。涉及室内空气品质，并会影响空气处理装置的使用效果和寿命，如直接与被处理空气接触的水有异味或不卫生，会直接影响处理后空气的品质，进而影响室内的空气质量，同时水的硬度过高会加速换热管结垢。
8．5．3 本条规定了空气冷却装置的选择。
    1 直接蒸发冷却是绝热加湿过程，实现这一过程是直接蒸发冷却装置的特有功能，是其他空气冷却处理装置所不能代替的。典型的直接蒸发冷却装置有喷水室和水膜式蒸发冷却器。前者利用循环水的喷淋雾化与待处理的空气接触，后者利用淋水填料层与待处理的空气接触。
    2 当夏季空调室外计算湿球温度较高或空调区显热负荷较大，但无散湿量时，采用多级间接加直接蒸发冷却器可以得到较大的送风温差，以消除室内余热。
    3 当用地下水、江水、湖水等作冷源时，其水温一般相对较高，此时若采用间接冷却方式处理空气，一般不易满足要求。采用空气与水直接接触冷却的双级喷水室比前者更易满足要求，还可以节省水资源。
    4 采用人工冷源时，原则上选用空气冷却器和喷水室都是可行的。空气冷却器由于其具有占地面积小，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，它得到了比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。
    喷水室可以实现多种空气处理过程，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；喷水室采用的是水与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同情况下，其所需冷水的供水温度可以比间接式冷却器高得多；喷水室挡水板的间距较大(远大于空气冷却器的翅片间距)，且可以拆卸清理，处理含尘特别是短绒较多的空气，不易导致堵塞。因此在纺织厂的空气调节中，喷水室迄今是无可替代的。此外，喷水室设备制造比较容易，金属材料消耗量少，造价便宜。但是采用喷水室时，冷水系统必须采用开式系统，靠重力回水。或者需要设置中间水箱，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。
8．5．4 本条是关于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其外表面的放热系数。据测定，当风速在1．5m／s～3．0m／s范围内，风速每增加0．5m／s，相应的放热系数递增率在10％左右。但是考虑到提高风速不仅会使空气侧的阻力增加，而且会把冷凝水吹走，增加带水量，所以一般当质量流速大于3．0kg／(m2·s)时，应设挡水板。在采用带喷水装置的空气冷却器时，一般都应设挡水板。
    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℃，是从减小流量、降低输配系统能耗的角度考虑确定的。
    据实测，冷水流速在2m／s以上时，空气冷却器的传热系数K值几乎没有什么变化，但却增加了冷水系统的能耗。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0．6m／s～1．5m／s为宜。
    工业建筑的特点是空气处理机组通常需要全年昼夜24h运行，严寒和寒冷地区空气处理机组的表冷器经常发生冻结事故，所以设计中应采取必要措施，如表冷器设在加热器后，若表冷器前无加热器，则表冷器应有排水装置，冬季能将水排空，以防止表冷器冻结事故发生。
8．5．5 本条规定了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相关。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。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。
    空气冷却器的设计供冷量很大时，若蒸发温度过低，会在低负荷运行的情况下，由于冷却器的供冷能力明显大于系统所需的供冷量，造成空气冷却器表面易于结霜，影响制冷机的正常运行。
8．5．6 本条是关于直接膨胀式空气冷却器的制冷剂选择，为强制性条文。
    为防止氨制冷剂泄漏时，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。
8．5．7 本条是关于喷水室水温升的要求。
    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，采用人工冷源时，冷水温升取3℃～5℃为宜；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。
8．5．8 本条规定了挡水板的过水量。
    挡水板后气流中的带水现象会引起空气调节区的湿度增大。要消除带水量的影响，则需额外降低喷水室的机器露点温度，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1℃。机器露点温度的额外降低必然导致处理空气的耗冷量增加。因此在设计计算中，挡水板过水的影响是不容忽视的。
    需要指出的是，机器露点温度的额外降低也同时加大了送回风焓差，空调系统的通风量可得以减少。空气输送能耗可因此而降低。纺织厂的生产车间要求有较高的湿度且设备散热量大，其空调系统往往通过适当控制挡水板的过水量而减少通风量，从而降低风机的能耗，当系统以最小新风量运行时，冷量增加是可以接受的。
    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相关。许多单位对挡水板过水量做过测定，但因具体条件不同，也略有差异。因此设计时可根据具体情况参照相关的设计手册确定。
8．5．9 本条规定了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以及节能的要求。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，采用热水作为热媒是可以满足要求的。
    地处严寒和寒冷地区的新风集中处理系统以及全新风系统，工程实测数据表明，其一级加热器的上部和下部的空气温差很大，如设计或运行不当，加热器的下部铜管很容易冻裂，所以应设计防冻措施。防冻措施需要根据情况选用，具体如下：
    (1)采用电动保温型新风阀并与风机连锁；
    (2)分设预热盘管和加热盘管，预热盘管结构形式应利于防冻，预热盘管热水和空气应顺流；
    (3)加热盘管后设温度检测装置，低于5℃时停机保护；
    (4)加热器设置循环水泵，以加大循环水量；
    (5)当空调箱比较高时，应在高度方向上分隔成多层，防止出现大的温度梯度；
    (6)设混风阀，必要时通过开启混风阀关小新风阀，提高加热器前空气温度。
8．5．10 本条规定了送风末端设置精调加热器或冷却器，为新增条文。
    当室内温度允许波动范围小于±1．0℃时，原规范规定设置精调电加热器，工程实例证明，当室内温度允许波动范围小于±1．0℃，甚至接近±0．02℃时，送风末端设置空气加热器或空气冷却器，且热水或冷冻水的供水温度与室温相差不大时，也是一种很好的保证高精度温度的方法，所以本条规定不仅设置精调电加热器一种方式。 
8．5．11 本条是关于两管制水系统的冷、热盘管选用，为新增条文。
    许多两管制的空调水系统中，空气的加热和冷却处理均由一组盘管来实现。设计时，通常以供冷量来计算盘管的换热面积，当盘管的供冷量和供热量差异较大时，盘管的冷水和热水流量相差也较大，会造成电动控制阀在供热工况时的调节性能下降，对控制不利。另外，热水流量偏小时，在严寒或寒冷地区，也可能造成空调机组的盘管冻裂现象出现。
    综合以上原因，本条对两管制的冷、热盘管选用作了规定。
8．5．12 本条是关于新风、回风的过滤及净化，为新增条文。
    工艺性空气调节，其空气过滤器应按相关规范要求设置。舒适性空气调节，一般都有一定的洁净度和室内卫生要求，因此送入室内的空气都应通过必要的过滤处理；同时为防止盘管的表面积尘严重影响其热湿交换性能，进入盘管的空气也需进行过滤处理。
    当过滤处理不能满足要求时，如在化工、石化等企业厂区内或其周边区域内，室外空气中可能含有化学物质，化学物质会随着新风不断进入空气调节房间，室内空气中化学物质的浓度终将与室外空气相同。当室外空气中某种或某几种化学物质的浓度超过室内该化学物质许用限值时，室内空气中该化学物质的浓度终将超过其许用限值。此时，新风是室内空气污染源，故应经化学过滤处理，以移除该化学物质。
    如石化企业的中央控制室(CCR)、分散系统控制室(DCS)和现场机柜间(FAR)等，工艺对室内空气中硫化氢和二氧化硫的最高容许浓度有要求，而厂区室外空气中难免含有该两种化学物质，因此石化企业的中控室、DCS机柜间的新风系统普遍设置化学过滤器。
    有些行业，如电子工业对生产环境中化学污染物有较严格要求，超出限值会影响产品的质量，且各生产工序有时需要在一个大的空间内进行，不便进行物理隔离，各生产工序释放的化学物质交叉污染，相互影响，此时只能对房间的回风进行化学过滤。
8．5．13 本条规定了空气过滤器的设置。
    1 根据现行国家标准《空气过滤器》GB／T 14295的规定，空气过滤器按其性能可分为粗效过滤器、中效过滤器、高中效过滤器及亚高效过滤器，其中，中效过滤器额定风量下的计数效率为：70％＞E≥20％(粒径≥0．5μm)。
    为降低能耗，应选用低阻、高效的滤料；为降低运行费用，过滤器的滤料宜选用能清洗的材料，但清洗后的滤料性能不能明显降低；为延长过滤器的更换周期，过滤器应选用容尘量大的滤料制作。另外，为满足消防要求，过滤器的滤料和封堵胶的燃烧性能不应低于B2级。
    2 对于工艺性空气调节系统，如果空气调节系统仅设置粗效过滤器不能满足生产工艺要求，系统中还应设置中效过滤器；对于舒适性空气调节，随着人们对工作环境要求的提高，通常空气调节系统中仅设置一级粗效过滤器是不够的，宜设置中效过滤器。
    3 空气调节系统计算风机压头时，过滤器的阻力应按其终阻力计算。空气过滤器额定风量下的终阻力分别为：粗效过滤器100Pa，中效过滤器160Pa。
    4 过滤器应具备更换条件，抽出型的应留有抽出空间，需进入设备内更换的应留有检修门等。
8．5．14 本条规定了加湿装置的选择，为新增条文。
    目前，常用的加湿装置有干蒸汽加湿器、电加湿器、高压微雾加湿器、高压喷雾加湿器、湿膜加湿器等。
    1 干蒸汽加湿器具有加湿迅速、均匀、稳定，并不带水滴，有利于细菌的抑制等特点，因此在有蒸汽源可利用时，宜优先考虑采用干蒸汽加湿器。
    2 空气调节区湿度控制精度要求较严格，一般是指湿度控制精度小于或等于±5％的情况。常用的电加湿器有电极式、电热式蒸汽加湿器。该加湿器具有蒸汽加湿的各项优点，且控制方便、灵活，可以满足空气调节区对相对湿度允许波动范围严格的要求。高压微雾加湿器通过不同的开关量组合，也可以达到较严格的相对湿度允许波动范围要求。但前两种加湿器耗电量大，运行、维护费用较高，适用于加湿量比较小的场合。当加湿量较大时，宜采用淋水加湿器，淋水加湿器前通常设置加热器，通过控制加热器后的温度来控制加湿量，从而达到较严格的相对湿度精度要求。
    3 湿度控制精度要求不高，一般是指大于或等于±10％的情况。
    高压喷雾加湿器和湿膜加湿器等绝热加湿器具有耗电量低、初投资及运行费用低等优点，在普通民用建筑中得到广泛应用，但该类加湿易产生微生物污染，卫生要求较严格的空气调节区不应采用。
    4 淋水加湿器的空气处理为等焓过程，当新风集中处理时，为满足生产车间内相对湿度要求，通常在淋水加湿器前的加热器需要将空气加热到较高的温度，这就限制了工厂低温余热的利用。如将淋水室加湿方式改为温水淋水加湿方式，即室外新风淋水加湿前用空气加热器对之加热的同时，淋水室喷淋系统的循环水也采取加热措施，使淋水温度提高，这样淋水室空气的处理过程介于等焓和等温过程之间，所以加湿前不需要将空气加热到较高的温度，通常只需25℃左右，同时将淋水室的循环水也加热到25℃左右，使之与空气加热器后的空气温度基本一致。这样淋水加湿器和空气加热器热水供水温度可降低，使工厂内大量的低温余热热水得以充分利用。
    5 某些生物、医药、电子等工厂的生产工艺对空气中化学物质有严格要求，若采用传统的加湿方式，工业蒸气或自来水中的某些杂质将通过加湿系统进入到生产车间，从而影响工艺生产。针对上述对空气中化学物质有要求的空气调节区，其空气处理系统的加湿如采用蒸汽加湿方式，其加湿源应是洁净蒸汽，如采用淋水加湿方式，其循环淋水系统的补充水应是初级纯水。
    6 二流体加湿为压缩空气和水对喷使水雾化，或使用压缩空气经过文丘里管将水雾化，产生几十微米直径或更细微的雾点，从而使雾化的水进入空气中。该过程为等焓加湿，雾化的水珠汽化过程中吸收显热，在增加空气湿度的同时使空气的温度降低，可以说是一举两得，有较明显的节能效果，但这种加湿方式缺点是湿度控制精度不高，所以比较适合于生产车间有大量余热，且湿度控制精度要求不严格的场合。
    7 一方面，由于加湿处理后的空气中如含有杂质，会影响室内空气质量；另一方面，如加湿器供水中含有颗粒、杂质，会堵塞加湿器的喷嘴，直接影响加湿器的正常工作，因此加湿器的供水水质应符合卫生标准及加湿器供水要求，可采用生活饮用水等。
8．5．15 本条是对空气进行联合除湿处理的规定，为新增条文。
    近几年，制药、电子、锂电池、夹层玻璃、印刷制品等行业的有些生产车间或仓库有低湿环境的要求，通常这些房间的温度为常温，即23℃左右，但要求的相对湿度不大于35％或更低。当房间所要求的温、湿度所对应的露点温度低于6℃时，仅采用空气冷却器对空气进行处理很难达到低湿度要求，也不经济，因此推荐采用联合除湿的方法。比较常用的做法是先用空气冷却器对新风进行冷却除湿，该部分新风处理后与房间的回风混合，再采用干式除湿方法，如转轮除湿机，或其他除湿方法，如溶液除湿、固体除湿对空气进行进一步除湿处理。当采用转轮除湿机对空气进行除湿处理时，由于转轮除湿机对空气除湿的同时空气的温度也急剧升高，为保证房间的温度，经转轮除湿后的干空气还应经空气冷却器干冷却后才能送入房间。
8．5．16 本条是关于恒温恒湿空气调节系统新风应预先单独处理或集中处理的规定。
8．5．17 本条是关于空调系统避免冷却和加热、加湿和除湿相互抵消现象的规定。
    现在对相对湿度有上限控制要求的空气调节工程越来越多。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气调节系统相类似的做法。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。本条力图改变这种状态。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％。这表明新条文的规定是必要的、现实的。
    本条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，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。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2和图3。

图2 大中型精密恒温恒湿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3 在焓湿图上表示的夏季空气处理过程

    如果系统是直流式系统或新风量比例很大，则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。因为在所述的空气调节控制系统中，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。
    这里用“不宜”而没有用“不应”作出规定，是因为有例外。如对于小型空调系统，不能生硬地规定不允许冷热抵消、加湿去湿抵消，这是因为：
    (1)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。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，因此不应限制使用。况且对于小型系统，如果再另外加设一套新风处理机组也不现实。这里“大、中型”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，因冷却和加热、加湿和除湿相互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。