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7.3.7.2 建设单位和建筑师在建筑空间以及新、排风进出口位置及其面积等方面，应互相支持和配合，空调机房宜尽量在靠近外墙设置，并预留进（排）风口（百叶）。
7.3.8 当一个空气调节风系统负担多个使用空间时，系统的新风量应按下列公式计算确定。
Y =X / (1+X -Z) ????????? （6）
Y＝Vot/VstX＝Von/Vst ????????? （7） ????????? （8） ????????? （9）
Z＝Voc/Vsc式中：
Y —— 修正后的系统新风量在送风量中的比例； Vot—— 修正后的总新风量（m3/h）；
Vst—— 总送风量，即系统中所有房间送风量之和（m3/h）； X —— 未修正的系统新风量在送风量中的比例； Von—— 系统中所有房间的新风量之和（m3/h）； Z —— 新风比需求最大的房间的新风比； Voc—— 需求最大的房间的新风量（m3/h）； Vsc—— 需求最大的房间的送风量（m3/h）。
7.3.9 在人员密度相对较大且变化较大的房间，宜采用新风需求控制。即根据室内CO2浓度检测值增加或减少新风量，使CO2浓度始终维持在卫生标准规定的限值内。
7.3.10 当采用人工冷、热源对空气调节系统进行预热或预冷运行时，新风系统应能关闭；当采用室外空气进行预冷时，应尽量利用新风系统。
7.3.11 建筑物空气调节内、外区应根据室内进深、分隔、朝向、楼层以及围护结构特点等因素划分。内、外区宜分别设置空气调节系统并注意防止冬季室内冷热风的混合损失。
7.3.12 对有较大内区且常年有稳定的大量余热的办公、商业等建筑，宜采用水环热泵空气调节系统。水环路系统宜通过技术经济比较确定采用闭式冷却塔或开式冷却塔。使用开式冷却塔时，应设置中间换热器。
7.3.13 设计风机盘管系统加新风系统时，新风宜直接送入各空气调节区，不宜经过风机盘管机组后再送出。
7.3.14 设计风机盘管系统加新风系统时，根据房间负荷对风机盘管选型时，宜按风机盘管高速工况的冷量值选取。
7.3.15 建筑顶层、或者吊顶上部存在较大发热量、或者吊顶空间较高时，不宜直接从吊顶内回风。 7.3.16 建筑物内设有集中排风系统且符合下列条件之一时，宜设置排风热回收装置。排风热回收装置（全热和显热）的额定热回收效率不应低于60%。
3
a) 送风量大于或等于3000m/h的直流式空气调节系统，且新风与排风的温度差大于或等于8℃；
3
b) 设计新风量大于或等于4000m/h的空气调节系统，且新风与排风的温度差大于或等于8℃； c) 设有独立新风和排风的系统。 d) 宜跨越热回收装置设置旁通风管。
注： 有害物质浓度较大的排风（例如厨房油烟、吸烟室排风、传染病房排风等），可不设热回收装置。
7.3.17 有人员长期停留且不设置集中新风、排风系统的空气调节区（房间），宜在各空气调节区（房间）分别安装带热回收功能的双向换气装置。 7.3.18 选配空气过滤器时，应符合下列要求：
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a) 粗效过滤器的初阻力小于或等于50Pa（粒径大于或等于5.0μm，效率：80%>E≥20%）；终阻力
小于或等于100Pa；
b) 中效过滤器的初阻力小于或等于80Pa（粒径大于或等于1.0μm，效率：70%>E≥20%）；终阻力
小于或等于160Pa；
c) 全空气空气调节系统的过滤器，应能满足全新风运行的需要。
7.3.19 设计全空气空气调节系统时，施工图设计文件中，应注明对所选用的组合式空调机组漏风率的要求及配用风机在设计工况的效率。
7.3.20 空气调节风系统不应设计土建风道作为空气调节系统的送风道和已经过冷、热处理后的新风送风道。如果不得已而使用土建风道时，必须采取可靠的防漏风和绝热措施。 7.3.21 设计采用冰蓄冷系统供冷时，宜采用低温送风系统。 7.3.22 空气调节冷、热水系统的设计应符合下列规定：
a) 应采用闭式循环水系统；
b) 只要求按季节进行供冷和供热转换的空气调节系统，应采用两管制水系统；
c) 当建筑物内有些空气调节区需全年供冷水，有些空气调节区则冷、热水定期交替供应时，宜采
用分区两管制水系统； d) 全年运行过程中，供冷和供热工况频繁交替转换或需同时使用的空气调节系统，宜采用四管制
水系统；
e) 应通过合理划分和均匀布置环路，并进行水力平衡计算，减少各并联环路之间压力损失的相对
差额。当相对差额大于15％时，应在计算的基础上，根据水力平衡要求配置必要的水力平衡装置；
f) 系统较小或各环路负荷特性或压力损失相差不大时，宜采用一次泵系统；在确保系统运行安全
可靠且具有较大的节能潜力和经济性的前提下，一次泵宜采用变频调速变流量调节方式； g) 系统较大、阻力较高、各环路负荷特性或压力损失相差悬殊时，应采用二次泵系统；二次泵应
根据流量需求的变化采用变频调速变流量调节方式；
h) 空气调节冷、热水泵，采用定流量泵时，一般应至少安装两台并联水泵。
i) 冷水机组的冷水供、回水设计温差不应小于5℃。在技术可靠、经济合理的前提下宜尽量加大
冷水供、回水温差；
j) 空气调节水系统的定压和膨胀，宜采用高位膨胀水箱方式。
7.3.23 选择两管制空气调节冷、热水系统的循环水泵时，冷水循环水泵和热水循环水泵宜分别设置。 7.3.24 空气调节冷却水系统设计应符合下列要求：
a) 具有过滤、缓蚀、阻垢、杀菌、灭藻等水处理功能； b) 冷却塔应设置在空气流通条件好的场所； c) 冷却塔补水总管上设置水流量计量装置。 7.3.25 在多台制冷主机并联供冷的系统中，与其相匹配的冷却塔宜采用并联形式，以便在过渡季或者外界气温较低、室内冷负荷减少，部分制冷主机运行时，利用并联冷却塔，停开冷却塔风机，采用自然冷却的方式，降低能耗。
7.3.26 空气调节系统送风温差应根据焓湿图（h-d）表示的空气处理过程计算确定。空气调节系统采用上送风气流组织形式时，宜加大夏季设计送风温差，并应符合下列规定：
a) 送风高度小于或等于5m时，送风温差不宜小于5 ℃； b) 送风高度大于5m时，送风温差不宜小于10 ℃； c) 采用置换通风方式时，不受限制。
3
7.3.27 建筑空间高度大于或等于10 m、且体积大于10000 m时，宜采用分层空气调节系统。 7.3.28 有条件时，空气调节送风宜采用通风效率高、空气龄短的置换通风型送风模式。
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7.3.29 空气调节风系统的作用半径不宜过大。风机的单位风量耗功率（Ws）应按下式计算，并不应大于表9中的规定。
Ws＝P/(3600ηt) ????????? （10）
式中：
Ws —— 单位风量耗功率，W/(m/h)； P —— 风机全压值，Pa；
ηt —— 包含风机、电机及传动效率在内的总效率，%。
3
表9 风机的单位风量耗功率限值[W/(m/h)]
系统型式 两管制定风量系统 四管制定风量系统 两管制变风量系统 四管制变风量系统 普通机械通风系统 办公建筑 初效过滤 0.42 0.47 0.58 0.63 初、中效过滤 0.48 0.53 0.64 0.69 0.32 商业、旅馆建筑 初效过滤 0.46 0.51 0.62 0.67 初、中效过滤 0.52 0.58 0.68 0.74 3
注：1 普通机械通风系统中不包括厨房等需要特定过滤装置的房间的通风系统； 2 当空气调节机组内采用湿膜加湿方法时，单位风量耗功率可以再增加0.053[W/(m/h)]。 3 7.3.30 应通过详细的水力计算，确定合理的空调冷、热水循环泵的流量和扬程，并选择水泵的设计运行工作点处于高效区。施工图设计文件中，应注明所选用水泵在设计工况点的效率。
空气调节冷热水系统的输送能效比（ER）应按下式计算，且不应大于表10中的规定值。
ER= 0.002342 H/(ΔT·η) ????????? （11）
式中：
H——水泵设计扬程，m； ΔT——供回水温差，℃；
η——水泵在设计工作点的效率，%。
表10 空气调节冷热水系统的最大输送能效比（ER）
管道类型 地区 ER 两管制热水管道 夏热冬冷地区 0.00433 夏热冬暖地区 0.00865 四管制 热水管道 空调 冷水管道 0.00673 0.0241 15
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注1：表中的数据适用于独立建筑物内的空气调节冷热水系统，最远环路总长度一般在200~500m范围，区域供冷（热）管道或总长过长的水系统可参照执行。 注2：两管制热水管道系统中的输送能效比值，不适用于采用直燃式冷热水机组、空气源热泵、地源热泵等作为热源，供回水温差小于10C 的系统。 注3：循环水泵的扬程，应包括二次泵系统中的一级泵和二级泵。当多台二级泵各自的扬程和效率不同时，二级泵的扬程和效率可按照流量的加权平均值计算。 o 7.3.31 空气调节冷热水管的绝热厚度，应按现行国家标准《设备及管道保冷设计导则》（GB/T15586）的经济厚度和防表面结露厚度的方法计算，建筑物内空气调节冷、热水管亦可按本标准附录C的规定选用。
7.3.32 空气调节风管绝热材料的最小热阻应符合表11的规定。
表11 空气调节风管绝热材料的最小热阻 风管类型 一般空调风管 低温空调风管 最小热阻(m·K/W) 0.74 1.08 2 7.3.33 空气调节保冷管道的绝热层外，应设置隔汽层和保护层。 7.3.34 空气调节区通向室外的大门，除设计为自动门或有专人开启的门外，应设置隔离用大门空气幕。 7.3.35 地下停车库的通风系统与机械排烟系统合用时，宜采用双速风机。 7.4 空气调节系统与采暖系统的冷热源
7.4.1 空气调节与采暖系统的冷、热源宜采用集中设置的冷（热）水机组或供热、换热设备。机组或设备的选择应根据建筑规模、使用特征，结合当地能源结构及其价格政策、环保规定等按下列原则经综合论证后确定：
a) 具有城市、区域供热或工厂余热时，宜作为采暖或空调的热源； b) 具有热电厂的地区，宜推广利用电厂余热的供热、供冷技术； c) 具有充足的天然气供应的地区，宜推广应用分布式热电冷联供和燃气空气调节技术，实现电力
和天然气的削峰填谷，提高能源的综合利用率；
d) 具有多种能源（热、电、燃气等）的地区，宜采用复合式能源供冷、供热技术；
e) 对夏、冬季的冷暖总负荷相当的个别气候区，具有天然水资源或地热源可供利用时，宜采用水
（地）源热泵供冷、供热技术；其余地区采用水（地）源热泵供冷、供热时，须经论证合理后方可采用。
7.4.2 除了符合下列情况之一外，不得采用电热锅炉、电热水器作为直接采暖和空气调节系统的热源：
a) 电力充足、供电政策支持和电价优惠地区的建筑；
b) 以供冷为主，采暖负荷较小且无法利用热泵提供热源的建筑；
c) 无集中供热与燃气源，用煤、油等燃料受到环保或消防严格限制的建筑；
d) 夜间可利用低谷电进行蓄热、且蓄热式电锅炉不在日间用电高峰和平段时间启用的建筑； e) 利用可再生能源发电地区的建筑；
f) 内、外区合一的变风量系统中需要对局部外区进行加热的建筑。 7.4.3 锅炉的额定热效率，应符合表12的规定。
表12 锅炉额定热效率 锅炉类型 热效率％ 16
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燃油、燃气蒸汽、热水锅炉 89 7.4.4 燃油或燃气锅炉的选择，应符合下列规定：
a) 锅炉房单台锅炉的容量，应确保在最大热负荷和低谷热负荷时都能高效运行；
b) 锅炉台数不宜少于2台，当中、小型建筑设置1台锅炉能满足热负荷和检修需要时，可设1
台。
c) 应充分利用锅炉产生的多种余热。 d) 燃气锅炉应充分利用烟气的冷凝热，采用冷凝热回收装置或冷凝式炉型，并宜选用配置比例调
节燃烧器的炉型。
7.4.5 电机驱动压缩机的蒸气压缩循环冷水（热泵）机组，在额定制冷工况和规定条件下，性能系数（COP）不应低于表13的规定。
表13 冷水（热泵）机组制冷性能系数
类型 活塞式/涡旋式 额定制冷量（kW） <528 528～1163 >1163 <528 528～1163 >1163 <528 528～1163 >1163 ≤50 >50 ≤50 >50 性能系数（W/W） 3.8 4.0 4.2 4.1 4.3 4.6 4.4 4.7 5.1 2.4 2.6 2.6 2.8 水冷 螺杆式 离心式 活塞式/涡旋式 风冷或蒸发冷却 螺杆式 7.4.6 对电机驱动压缩机的蒸气压缩循环冷水机组的设计选型，宜按国标?冷水机组能效限定值及能源效率等级?（GB19577）选用能效等级为2级以上的产品。
7.4.7 电机驱动压缩机的蒸气压缩循环冷水机组，在单台额定制冷工况>1700kW时，宜选用离心式冷水机组（能效比高于5.60）。
7.4.8 蒸气压缩循环冷水（热泵）机组的综合部分负荷性能系数（IPLV）不应低于表14的规定。
表14 冷水（热泵）机组综合部分负荷性能系数
类型 额定制冷量（kW） <528 螺杆式 水冷 离心式 528～1163 >1163 <528 528～1163 >1163 注：IPLV值是基于单台主机运行工况。 综合部分负荷性能系数（W/W） 4.47 4.81 5.13 4.49 4.88 5.42 7.4.9 水冷式电动蒸气压缩循环冷水（热泵）机组的综合部分负荷性能系数（IPLV）宜按下式计算和检测条件检测：
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