《工业建筑节能设计统一标准》

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越大的现象。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》GB 50189-2005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ηt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ηt；
(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Ws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Ws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：Ws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Ws。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ηF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Ws，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》GB 50189-2014。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，∑L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。

5.5.1 常见的直接用电供热的情况有：电锅炉、电热水器、电热空气加热器、电暖气及电暖风机等。采用高品位的电能直接转换为低品位的热，热效率低、运行费用高，用于供暖空调热源是不经济的。考虑到国内各地区以及工业建筑的情况，只有在符合本条所指的特殊情况下才能采用。
3 工矿企业一些分散的建筑，远离集中供热区域，如偏远的泵站、仓库、值班室等，这些建筑通常体积小，热负荷也较小，由于集中供热输配管道太长，管网热损失及阻力过大，不具备集中供热的条件。“无其他可利用热源”是本标准第5.5.1条中的条件，以及无法利用热泵供热时，为了保证必要的职业卫生条件，才允许采用电直接加热。
4 本款指厂房中小型配电室等重要电力用房，在严寒地区，设备余热不足，要保证室内温度，不允许采用热水或蒸汽直接供暖，而且也不能采用“间接供暖”，如热风供暖的情况。在工业企业中常见的是一些小型的配电室等。
5 工业企业本身设置了可再生能源发电系统，其发电量能够部分厂房或辅助建筑供热需求，为了充分利用发电能力，允许采用这部分电能直接供热。
6 本款指采用电加湿的限值条件。冬季室内相对湿度的要求较高且对加湿器的热惰性有工艺要求，如有较高恒温恒湿要求的工艺性房间，或对空调加湿有一定的卫生要求，不采用蒸汽无法实现湿度的精度要求或卫生要求时，为了满足工艺要求，才允许采用电极式或电热式蒸汽加湿器。而对于一般的舒适型空调来说，不采用电能作为空气加湿的能源。当房间因为工艺要求，如精密仪器、物理检验室等，对相对湿度精度要求较高时，通常设置末端再热，为了提高系统的可靠性和可调性，可以适当地采用电为再热的热源。

5.5.2 本条为强制性条文，必须严格执行。
表5.5.2中燃煤锅炉额定工况热效率，是根据中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局颁布的特种设备安全技术规范《锅炉节能技术监督管理规程》TSG G0002-2010中，工业锅炉热效率指标分为目标值和限定值，达到目标值可以作为评价工业锅炉节能产品的条件之一。燃煤种类比较多，有Ⅱ类烟煤、Ⅲ类烟煤、贫煤、无烟煤、褐煤等，其燃料收到基低位发热量不同，锅炉的额定热效率也不同。据调查，多数工业企业供暖锅炉使用Ⅱ类或Ⅲ类烟煤，因此，表5为根据Ⅱ类和Ⅲ类烟煤，经整理得出的本标准规定的锅炉额定工况下热效率限值。
Ⅱ类烟煤发热值为17700kJ／kg～21000kJ／kg。
Ⅲ类烟煤发热值大于21000kJ／kg。
有条件时达到表5中目标值的节能产品要求。

图示暂不可用

5.5.3 本条针对燃煤、燃油或燃气锅炉。锅炉选型时应符合本条的规定，以便锅炉在满足热负荷变化的条件下，达到节能高效运行。锅炉的容量、台数选择依据现行国家标准《锅炉房设计规范》GB 50041。当锅炉回水温度小于或等于50℃时，采用冷凝式锅炉。

5.5.4 本条为强制性条文，必须严格执行。
冷水机组是集中空调系统的主要耗能设备，其能效很大程度上决定了空调系统的节能效果，为此提出本标准冷水机组名义工况制冷量的额定性能系数(COP)最低值。
名义工况符合现行国家标准《蒸气压缩循环冷水(热泵)机组第1部分：工业或商业用及类似用途的冷水(热泵)机组》GB／T 18430．1-2007的规定，即：
(1)使用侧：制冷进／出口水温为12℃／7℃，水流量为0.172m³／(h·kW)；
(2)热源侧(或放热侧)：水冷式冷却水进出口水温为30℃／35℃，水流量为0.215m³／(h·kW)；风冷式制冷空气干球温度为35℃，蒸发冷却式空气湿球温度为24℃；
(3)蒸发器水侧污垢系数为0.018(㎡·℃)／kW，冷凝器水侧污垢系数0．044(㎡·℃)／kW。
现行国家标准《冷水机组能效限定值及能效等级》GB 19577-2015、《单元式空气调节机能效限定值及能源效率等级》GB 19576-2004等强制性国家能效标准，给本标准确定能效限值提供了参考(见表6)。
表6 冷水机组能效限定值及能源效率等级
表6中，冷水机组能效限定值及能源效率等级，1级最高，5级最低。
目前市场上主要集中于大冷量的离心式冷水机组，冷量小于528kW的离心式冷水机组的生产和销售已基本停止，而冷量为528kW～1163kW的冷水机组也只占到了离心式冷水机组总销售量的0.1％，因此，在本标准中对于小冷量的离心式冷水机组只按照小于1163kW冷量范围作统一要求；而对大冷量的离心式冷水机组进行了进一步的细分，分别对制冷量在1163kW～2110kW，以及大于2110kW的离心机的性能的机组分别作出要求。
水冷活塞／涡旋式冷水机组，其冷量主要分布在小于528kW，冷量为528kW～1163kW的机组只占到了该类型总销售量的2％左右，冷量大于1163kW的机组已基本停止生产，并且根据该类型机组的性能特点，大容量的水冷活塞／涡旋式冷水机组与相同的螺杆式或离心式相比能效相差较大，当所需容量大于528kW时，不建议选用该类型机组，因此本标准对容量小于528kW的水冷活塞／涡旋式冷水机组作出统一要求。水冷螺杆式和风冷机组冷量分级不变。
风冷空调(热泵)热水机组标准中计算机组性能系数时，采用的是额定空调制冷工况和规定条件下进行制冷模式运行时所消耗的总电功与运行时间之比，包括风机耗电功率在内。
当前我国的变频冷水机组主要集中于大冷量的水冷式离心机组和螺杆机组，机组变频后，部分负荷性能的变化差别较大。因此对变频离心和螺杆式冷水机组分别提出不同的调整量要求，并根据现有的少数变频冷水机组性能数据进行校核确定。
双工况制冷机组制造时需照顾到两个工况工作状况下的效率，会比单工况机组低，所以不按表5.5.4执行。

图示暂不可用

5.5.5 由于缺少常用冷水机组作为冷源的典型工业建筑的统计数据，暂引入现行国家标准《公共建筑节能设计标准》GB 50189的规定。

5.5.6 实际运行中，冷水机组绝大部分时间处于部分负荷工况下运行，只选用单一的满负荷性能指标来评价冷水机组的性能，不能反映出冷水机组的真实能效，一定要考虑冷水机组在部分负荷运行时的能效。因此对冷水机组的综合部分负荷性能系数(IPLV)作出了要求。
冷水机组变频后，可有效地提升机组部分负荷的性能，尤其是变频离心式冷水机组，变频后其综合部分负荷性能系数IPLV通常可提升30％左右；相应地，由于变频器功率损耗及其配用的电抗器、滤波器损耗，变频后机组的满负荷性能会有一定程度的降低，通常在4％左右。因此，对于变频机组，本标准主要基于定频机组的研究成果，根据机组加变频后其满负荷和部分负荷性能的变化特征，对变频机组的IPLV限值要求在定频机组的基础上分别作出调整。

5.5.7 空调冷源的综合制冷性能系数(SCOP)是指整个冷源制冷系统，包括了冷水机组、冷却水泵及冷却塔或风冷式的风机，在名义工况下的额定制冷量与其净输入能量之比。它是衡量整个空调冷源系统的能效水平的指标。对多台冷水机组、冷却水泵和冷却塔组成的冷却水系统，要将实际参与运行的所有设备统计计算。
冷水机组名义工况温度条件见表7。
冷源系统的总功率＝制冷机功率＋冷却水泵功率＋冷却塔风机功率。其中均采用轴功率计算。
通过换热器的冷却水系统，如地表水或地埋管热泵系统，由于采用换热器间接提供冷却水，系统增加了循环水泵，整个冷源的SCOP就会降低。因此，不在本条规定之内。

图示暂不可用

5.5.8 本条为强制性条文，必须严格执行。
目前现行国家标准《单元式空调机组》GB／T 17758-2010已经采用制冷季节能效比SEER和全年性能系数APF作为单元式空调机的能效评价指标，但大部分厂家目前尚不具备提供其SE-ER、APF值的条件，并且现行国家标准《单元式空气调节机能效限值及能源效率等级》GB 19576-2004仍采用EER指标，因此，本标准仍然沿用EER指标。
现行国家标准《单元式空气调节机能效限值及能源效率等级》GB 19576-2004中，将能源效率等级分为1、2、3、4、5五个等级，1级表示能源效率最高，见表8。

图示暂不可用

5.5.9 本条为强制性条文，必须严格执行。
表5.5.9中的参数取自现行国家标准《蒸汽和热水型溴化锂吸收式冷水机组》GB／T 18431和《直燃型溴化锂吸收式冷(温)水机组》GB／T 18362，在设计选择溴化锂吸收式机组时，其性能参数大于其规定值。
现行国家标准《溴化锂吸收式冷水机组能效限定值及能效等级》GB 29540-2013中，溴化锂吸收式冷水机组能效等级分为3级，其中1级能效等级最高，2级为节能。本标准表5.5.9中蒸汽和热水型溴化锂吸收式冷水机组、直燃型溴化锂吸收式冷(温)水机组相当于国家标准中能源效率等级指标的第2级，见表9、表10。
表5.5.9中“溴化锂吸收式冷水机组的性能参数限值”，是根据表9给出的，为了便于使用。本标准提出了蒸汽和热水型溴化锂吸收式冷水机组及直燃型溴化锂吸收式冷(温)水机组性能系数(COP)限值的规定，由于行业间的差异，各行业可根据实际情况及节能潜力的不同，制订各不同气候区具有行业特点的限值要求。

图示暂不可用

图示暂不可用

5.5.10 本条说明如下：
1 机组在冬季制热运行时，室外空气侧换热盘管低于露点温度时，换热翅片上就会结霜，大大降低机组运行效率，严重时机组无法运行，为此要除霜。
2 冬季设计工况下的机组性能系数是指冬季室外空调计算温度时，达到设计需求参数时的机组供热量(W)与机组输入功率(W)的比值。这里对于性能上相对较有优势的空气源热泵冷热水机组，COP限定为2.00；对于规格较小、直接膨胀的单元式空调机组，COP限定为1.80。
3 空气源热泵机组在融霜时，机组的供热量就会受到影响，同时会影响到室内温度的稳定度，因此在稳定度要求高的场合，宜设置辅助热源。设置辅助热源后，注意防止冷凝温度和蒸发温度超出机组的使用范围。辅助加热装置的容量根据在冬季室外计算温度情况下空气源热泵机组有效制热量和建筑物耗热量的差值确定。
4 带有热回收功能的空气源热泵机组可以把原来排放到大气中的热量加以回收利用，提高了能源利用效率，因此对于有同时供冷、供热要求的建筑优先采用。

5.5.11 多联式空调(热泵)系统是利用制冷剂输配能量，在系统设计中一定要考虑制冷剂连接管内制冷剂的重力与摩擦阻力对系统性能的影响，并根据系统制冷量的衰减来确定系统的服务区的大小，以提高系统的能效比。
本条强调多联式空调(热泵)系统额定值冷量的能效比(EER)限值，主要是冷媒管长度的限制条件，冷媒管等效长度对多联机制冷量衰减的影响，设定管长衰减后的主机EER不小于2.8，体现了对冷媒配管合理长度的要求，而不是单一地限制冷媒管长度。这里的“能效比(EER)”，是考虑冷媒管等效长度后，多联式空调(热泵)机组的额定制冷量与输入功率的比值。
本条规定不适用于热回收型或低温型多联式空调(热泵)系统。

5.5.12 表5.5.12为调研得到的当前多联式空调(热泵)机组主流品牌的主流产品主要制冷综合性能指标IPLV(C)值(数据来源：中国能效标识网)，从该表中数据可以看出，各厂家生产的多联式空调(热泵)机组产品能效水平已经远高于国家标准《多联式空调(热泵)机组能效限定值及能源效率等级》GB 21454-2008中规定的1级产品的能效限值要求。

5.5.13 冷水(热泵)机组的台数和容量的选择，首先满足工艺要求，也就是工艺是否要求备用机组。一般当冷负荷大于528kW以上时，冷水机组不少于2台，同时根据空调部分冷(热)负荷大小及变化规律而定，单台机组制冷量的大小合理搭配，除可提高安全可靠性外，也可达到经济运行的目的。当冷负荷小于或等于528kW时，不限制设置1台，这种情况采用可靠性高、部分负荷能效高的机组。

5.5.14 据调查，工业企业的一些供暖或空调用汽设备的凝结水未采取回收措施或由于设计不合理和管理不善，大约有50％的锅炉凝结水不能回收，造成大量的热量损失及锅炉补水量的增加。为了引起足够的重视，本条规定蒸汽凝结水应回收。
回收利用有两层含义：①凝结水回收是指，凝结水回到锅炉房的凝结水箱；②回收利用是指，凝结水可进一步梯级利用，作为某些系统(例如生活热水系统)的预热在换热机房就地换热后再回到锅炉房。后者不但可以降低凝结水的温度，且充分利用了热量。
蒸汽凝结水包括蒸汽供暖系统凝结水、汽-水热交换器凝结水、以蒸汽为热媒的空气加热器的凝结水、蒸汽型吸收式制冷设备的凝结水等。凝结水回收系统一般分为重力、背压和压力凝结水回收系统，可按工程的具体情况确定。从节能和提高回收率考虑，热力站优先采用闭式系统，即凝结水与大气不直接相接触的系统。当凝结水量小于10t／h或距热源小于500m时，可用开式凝结水回收系统。

5.5.15 对于冬季或过渡季需要供冷的建筑，当条件合适时，可采用冷却塔直接提供空调冷水的方式，减少全年运行冷水机组的时间。通常的系统做法是：当采用开式冷却塔时，停止冷水机组的运行，通过板式换热器提供二次空调冷水，如果是闭式冷却塔，则不通过板式换热器，可直接提供。再由阀门切换到空调系统冷水之中向空调机组供冷水，不管采用何种形式的冷却塔，都按当地冬季或过渡季的气象条件计算建筑冷负荷及冷却水能够提供的水温是否能满足空调末端需求的供水温度。得出增加投资和回收期等数据，当技术经济合理时可以采用。

5.5.16 本条是针对工业厂区或大型厂房建筑的集中空调或供暖的冷热源布置的原则，以减少输配造成的能量损失和管材的消耗。集中设置冷热源机房后，可选用单台容量较大的冷热源设备。通常，设备的容量越大，运行能效也越高，当系统较大时，“系统能源综合利用率”比较好。对于厂区建筑物内各用户区域的逐时冷热负荷曲线差异性较大且使用率比较低的建筑群，采用同一集中冷热源机房，可以节省设备投资和供冷、供热的设备房面积。集中机房系统较大，如果其位置设置偏离冷热负荷中心较远，同样也可能导致输送能耗增加。因此，集中冷热源机房位于或靠近冷热负荷中心位置设置。

5.6.1 现行国家标准《建筑给水排水设计规范》GB 50015和《民用建筑节水设计标准》GB 50555对设置用水计量水表和耗热量表的位置作了明确要求。一般来说，冷却塔、游泳池、游乐设施、水景、公共建筑中的厨房、公共浴室、洗衣房、锅炉房、空调冷热水系统等的补水管、建筑物引入管、居住建筑入户管、医院科室及公共建筑内需要计量水量的水管上都需要设置计量水表；有热量计算要求的，安装热量表。

5.6.2 给排水系统的器材包括管道、配件、阀门等，选用时考虑其耐腐蚀性能，连接方便可靠，接口耐久不渗漏。器具指卫生器具、水嘴、淋浴器等，具体要求见现行行业标准《节水型生活用水器具》CJ 164。

5.6.3 合理的给水系统是给水排水设计中达到节水节能目的的保障。充分利用市政给水压力，作为一项节能条款。在当前的市政供水系统中，给水管网压力基本都在0.2MPa～0.4MPa之间，工业建筑中用水点尽量采用市政管网直供，当市政管网无法满足用水点水量水压要求时，生活用水采用变频调速给水系统加压供给。
应掌握准确的供水水压、水量、卫生器具配水点的水压要求等可靠资料。根据不同的工作状况，泵组用变频调速技术，一般可节能30％以上，同时还可以起到减少设备磨损，提高设备寿命，降低噪声，改善作业环境的作用。

5.6.4 建筑的各类供水系统包括给水、中水、热水、直饮水系统等。
给水系统的水压既要满足卫生器具所需要的最低水压，又要考虑系统和给水配件可承受的最大水压和使用时的节水节能要求。
各分区的最低卫生器具配水点的静水压力要求与现行相关国家标准一致。但在工程设计时，为简化系统，常按最高区水压要求设置一套供水加压泵，然后再将低区的多余水压采用减压或调压设施加以消除，显然，被消除的多余水压是无效的能耗。系统用水量较大时，例如高层旅馆的给水系统，分区设置加压泵，避免或减少无效能耗。
用水点供水压力的限制，来源于现行国家标准《民用建筑节水设计标准》GB 50555的规定，是为了节约用水，同时降低加压水泵的流量和功率，并减少生活热水的加热能耗。

5.6.5 本条说明如下：
1 给水泵的能耗在给排水系统的能耗中占有很大的比重，因此给水泵的选择应在管网水力计算的基础上进行，从而保证水泵选型正确，工作在高效区。变频调速泵在名义转速时的工作点，位于水泵高效区的末端(右侧)，以使水泵大部分时间均在高效区运行。
2 泵节能评价值是指在标准规定测试条件下满足节能认证要求达到的最低效率。泵节能评价值计算与水泵的流量、扬程、比转数有关，工程设计时对所选供水加压泵提出相应要求，由供货企业根据产品的上述参数，按照现行国家标准《清水离心泵能效限定值及节能评价值》GB 19762的规定，校核计算泵节能评价值并保证水泵能够满足要求。
3 选择具有随流量增大而扬程逐渐下降特性的供水加压泵，能够保证水泵工作稳定、并联使用可靠，有利于节水节能。

5.6.6 本条第5款规定，用水量较小，用水点分散的建筑，如：工业厂房内行政辅助建筑等；热水用水量较大，用水点比较集中的建筑，如：工业浴室等。

5.6.7 本条是针对有些工程将一部分地面以上的污废水先排入地下污水泵房，再用污水提升泵排入室外管网而提出的。这种做法既浪费能源又不安全。

5.1.1 工业建筑的功能及规模差别很大，供暖通风空调可以有很多方式。如何选定合理的供暖通风空调方式，通过方案比较分析给出理由，或者通过技术经济比较确定。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。

5.1.2 暖通工程设计过程中滥用单位负荷指标的现象十分普遍，估算的结果总是偏大，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。由此带来初投资增高、运行能耗增加等问题。

5.1.3 生产过程产生的余热，例如，以烟气、蒸汽、水、渣、产品等形式从工艺系统中排出的热量，在不影响正常的生产、确保工艺稳定的前提下，经过技术经济比较进行余热回收，在工艺优先的策略下设计控制系统。

5.1.4 通风机根据风机性能曲线、管路特性曲线选型。绘制管路特性曲线有一定的难度，管道上阀门开关或调节、过滤器阻力增加管路特性曲线会有变化，因此提出根据系统设计风量、总阻力以及风机性能曲线选择通风机。
1 在现行国家标准《通风机能效限定值及能效等级》GB 19761中，将通风机的能效等级分为3级，其中1级能效最高，3级能效最低。该标准中同时指出，通风机的节能评价值不低于2级，因此本标准中规定通风机的能效等级不宜低于2级。
2 每台风机都有一个经济工作区，风机设计工作点应位于风机经济工作区之内。风机并不总在一个工作点工作，调节后或者系统阻力特性发生变化后工作点会偏离设计点，但设计点应在经济工作区之内。
3 负荷总是变化着的，是否一定要调节还是不调节而让系统实现自平衡，取决于调节能否取得合理的经济效益。对于运行时间较长且运行工况(风量、风压)有较大变化的系统，需考虑采用变频调速风机。
4 两台或多台风机并联运行时，可通过台数调节实现节能运行，这是多台风机并联理论上存在的优点。但实际上往往由于风机选型不合理、管道配置不合理使得系统存在较大的并联损失，并且往往难以完全克服，因此本条提出单台风机能满足通风系统要求时，不宜采用两台风机并联同时工作。确需两台风机并联工作时，要选择同型号、同规格的风机。

5.1.5 本条说明如下：
1 在现行国家标准《清水离心泵能效限定值及节能评价值》GB 19762中提出了泵的三种能效，能效限定值η1、目标能效限定值η2、节能评价值η3。
2 在水泵经济工作区内，水泵效率不低于其最高效率的90％。
3 水泵的运行调节应满足系统运行工况变化的要求，通过台数调节、变频运行、定频泵和变频泵联合运行等实现水泵的运行调节。水泵运行调节的基本原则除满足系统需求外，还要兼顾运行节电，这就要求每台水泵尽可能地高效运行，水泵的工作点位于经济工作区之内。
4 水泵并、串联在工程上十分常见，不合适的并、串联非但起不到增加流量或提高扬程的作用，还会旁通流量或者增加阻力，因此这里提出水泵并联时，各台水泵的扬程应接近。水泵串联时，上一级水泵与下一级水泵的总流量应相近。

5.1.6 本条规定了热水、冷冻水及空调风管绝热计算的基本原则，其保温设计从节能角度出发减少散热损失。

5.1.7 工业余热生产的高品质蒸汽，采用热动、热电及热电冷联供等梯级综合利用方式，不要直接减压减温供热。

5.2.1 当每名工人占用的建筑面积超过100㎡时，设置使整个房间都达到某一温度要求的全面供暖是不经济的，仅在固定的工作地点设置局部供暖即可满足要求。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。

5.2.2 本条说明如下：
1 热水和蒸汽是集中供暖系统最常用的两种热媒。蒸汽供暖的跑冒滴漏、凝结水回收率低、凝结水水质差等问题，造成了蒸汽供暖不利于节能，因此推荐采用热水作供暖热媒。
2 有时生产工艺是以高压蒸汽为热源，因此不对蒸汽供暖持绝对否定的态度。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，生产厂房、仓库、公用辅助建筑物可采用蒸汽作热媒。从舒适、安全的角度考虑，生活、行政辅助建筑物仍采用热水作为热媒，热水可采用汽-水换热器制备。
3 利用余热或可再生能源供暖时，热媒及其参数受到工程条件和技术条件的限制，需要根据具体情况确定。

5.2.3 热源调节是供暖调节的最基本措施。供暖调节和供暖计量都是供暖节能的要求。热源调节包括对热媒的质调节、量调节或者质、量同时调节。为实现供暖的量或质调节，对锅炉、水泵、热泵机组等的台数设置有要求，对每台设备的调节性能有要求。如现行国家标准《锅炉房设计规范》GB 50041规定，锅炉台数、热功率能有效地适应热负荷变化，锅炉台数不少于2台。当选用1台锅炉能满足热负荷调节和检修需要时，可只设置1台。现行国家标准《锅炉房设计规范》GB 50041还规定，热力网采用分阶段变流量调节时，循环水泵不少于3台。采用中央质-量调节时，循环水泵选用调速泵。现行行业标准《城镇供热管网设计规范》CJJ 34规定，热水供热系统采用热源处集中调节、热力站及建筑引入口处的局部调节和用热设备单独调节三者相结合的联合调节方式，并采用自动化调节。热力管网中继泵采用调速泵且减少中继泵的台数。设置3台或3台以下中继泵并联运行时设备用泵，设置4台或4台以上中继泵并联运行时可不设备用泵。热交换站二次泵台数不少于2台，其中1台备用。当采用“质-量”调节或考虑用户自主调节时，选用调速泵。现行国家标准《工业建筑供暖通风与空气调节设计规范》GB 50019中规定，用户侧冷热水循环泵采用调速泵。

5.2.4 当系统根据气候负荷改变循环流量时，所有末端按照设计要求分配流量，而彼此间的比例基本维持，这个要求需要通过静态水力平衡阀来实现。

5.2.5 热水供暖系统热力入口处资用压差不要过大，否则供暖各用户之间不易达到平衡。同时限制热力入口资用压差，也起到限制供暖系统规模的作用，防止供暖系统过大引起系统内水力不平衡。热水供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％的要求，是基于保证供暖系统的运行效果，参考国内外资料规定的。

5.2.6 供暖热媒的种类及参数根据项目情况综合比较后确定。提高供水温度，加大供回水温差，可减少热输送能耗。

5.2.7 减小沿高度方向的温度梯度可以减少无效热损失，这些措施包括：加大辐射热的比例，采用地面辐射供暖系统或顶板辐射供暖系统；采用热风供暖时加大空气循环量，降低送风温度；高于10m的空间采用热风供暖时，采取自上向下的强制对流措施，包括调整送风角度、采用下送型暖风机、在顶板下吊装向下送风的循环风机等。

5.2.8 散热器外表面涂刷非金属性涂料时，其散热量比涂刷金属性涂料时能增加10％左右，从而提高散热器的金属热强度，节约散热器金属消耗量，达到节材的目的。从实用的角度确定散热器的安装方式，强调散热器明装。散热器前安装恒温控制阀，可实现供暖量的精确调节，提高供暖质量，减少供热浪费。

5.2.9 散热器供暖系统蓄热量大，室内热环境稳定性好。反之，热风供暖系统蓄热量小，室内热环境稳定性差。同时，采用热风供暖风机电耗大，不利于节能运行。