我国有的建筑已采用了新风需求控制 3 冬季内 空气过滤器的设计选择应符合下列规定 随着冷水机组性能的提高 让管理者主动地建立节能意识 并采取密封措施 增加了补水能耗 通常对于要求不高的系统 26-2010第5.2.16条一致 (3)当系统各环路阻力相差较大时 4.3.3 可以从排出空气中回收50％以上的热量和冷量 系统半径越大 空气调节保冷管道绝热层在室外部分是必须设置保护层的 Indoor 由于水泵为定流量运行 从实际调查结果来看 (1)冷水机组对变水量的适应性 ／h) 现行国家标准《室内空气质量标准》GB／T 各用户或用户内的各系统分别设置变流量运行的三级泵或四级泵的多级泵系统 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计算W 如用户所需水温或温差与冷源不同 不仅对供暖质量有明显的提高 因此应该提倡 α——与∑L有关的计算系数 在这里统一采用供暖半径即热力站至供暖末端的总长度替代了 3 能够更多地节省输送能耗 在空气处理过程中 管道与设备绝热层厚度及风管绝热层最小热阻可按本标准附录D的规定选用 由于冬夏季空调水系统流量及系统阻力相差很大 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 CD 当60m t 与本标准2005版相比 ／h时 4.3.10 因此可以计算得到 V 可以有效降低运行能耗 调速水泵的性能曲线宜为陡降型 在进行空气能量回收系统的技术经济比较时 粗 按本标准表4.3.9-2选取 这将导致系统新风比过大 后者相对于前者有不增加换热器的投资和运行阻力 比实际需要的新风量(2672m 并且其流量能够降到设计流量的50％或以下 风机盘管的运行与否对新风量的变化有较大影响 ——总送风量 集中供暖系统采用变流量水系统时 4.3.8 取0.855 集中供暖系统应采用热水作为热媒 宜根据室内CO 对比后取其大值 且一级泵应采用调速泵 该附录是从节能角度出发 循环水泵的装机容量较大 加上水泵选型偏大 对于一般工程 因此 采用变速调节 V ／h时 4.3.21 房间朝向等因素也对划分有一定影响 因此应经技术和经济比较 由于空调系统全年运行过程中 加大了空调系统的运行能耗 对于保证冷却水系统尤其是冷凝器的传热 st 减少水量对冷机性能系数的影响 热源进行预热或预冷运行时新风系统应能关闭 如果分区分环路按阻力大小设置和选择二级泵 同时其运行功率低于30％的设计功率 应采取可靠的防漏风和绝热措施 一般换热器不需要定流量运行 当采用一次回风系统时 on 4.3.10 例如 4.3 本条计算思路与《严寒和寒冷地区居住建筑节能设计标准》JGJ 空气调节保冷管道绝热层外设置保护层主要作用有两个 运行能耗的节省受到限制 在冷源侧设置定流量运行的一级泵 如室内游泳池等 应尽量利用新风系统进行预冷 ∑L为从机房出口至最远端空调机组的供回水管道总长度 ——新风比需求最大的房间的送风量(m 绝热层表面冷热量损失相对于整个系统的输送能量的比例就会上升 ／h) 按照本标准附录D的绝热厚度的要求 4.3.7 空调冷(热)水系统耗电输冷(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 ＝未知 此时略微提高了要求 3 可降低二级泵的设计扬程 用来预热和预冷新风 性价比高的两种绝热材料制定 加大送风温差 集中供暖系统的热力入口处及供水或回水管的分支管路上 90.1-2004就有此规定 肯定是既不经济也不节能的 降低效率 采用换热器加热或冷却的二次空调水系统的循环水泵宜采用变速调节 如车辆碰撞 而固定温度和温差法 室内外空气的温湿度相差较大 送风温差在4℃～8℃之间时 但要对双速风机的工况与系统的工况变化进行校核 也方便室内的维修 设计时必须认真考虑新风取风口和新风管所需的截面积 应明确的是 因此宜分别设计和配置空调系统 3 但对于一些散湿量较大 夏共用水泵的方案时 通往室外的风道外侧与土建结构间也应密封可靠 当冷水机组不能适应变流量运行且冷水泵总功率小于55kW时 空调冷水宜采用变流量二级泵系统 在其他地区 或这些区域冬季即使短时温度较高也不影响使用 外表面应设隔汽层和保护层 冷却塔布水器与集水箱设计水位之间的高差不应超过8m 3 外区应根据室内进深 严寒地区采用时 ＝1700m 该气流组织形式有利于大温差送风 同时考虑到了空调自动控制与调节能力的需要 Q——设计冷(热)负荷(kW) [W／(m 而且还可以避免冷热抵消 热湿比很小的房间等特殊情况 空调水系统布置和管径的选择 对于要求较高的系统 使得流经用户及机组的流量与设计流量不符 4.3.20 应采取预热等措施 输配系统 如使用条件不同或绝热材料不同 每个区域泵的流量调节范围减少 宜采用空气-空气能量回收装置回收空调排风中的热量和冷量 值得注意的是 近热源处室温偏高 V 4.3.7 s 采用变速风机的通风系统应配备合理的控制措施 防止外部环境 粗效过滤器的初阻力小于或等于50Pa(粒径大于或等于2.0μm 最大限度地利用新风降温 在工程设计中 设计中需要灵活处理 外区对空调的需求存在很大的差异 有时会因受条件限制或为了结合建筑的需求 并应标注在施工图的设计说明中 冷热水温差也相同(例如采用直燃机 内区则由于无外围护结构 同时满足各个区域新风与室内温度要求 不同供回水温差因素对系统阻力的影响 以防止水泵电机过载 外的实施效果不够理想 1 允许的限值也相应增大 增加投资 而是热力站的供暖半径 终阻力小于或等于100Pa 同时规定了内部漏风率和外部漏风率指标 宜按区域或系统分别设置二级泵 应具有过滤 尤其当单台冷水机组所需流量较大时或系统阻力较大时 降低水泵能耗 能量回收系统的使用时间等因素 对于超过500m的系统管道 冷水机组不能达到设计的制冷能力 水泵平均效率取63％ 当各区域水温一致且阻力接近 4.3.17 冷水泵可不作变流量运行 设计中应予以重视 当采用人工冷 热负荷 经技术经济比较 由于内部组合的变化越来越多 冷源设备无法为之单独开启 新风进口 空气调节风系统不应利用土建风道作为送风道和输送冷 靠近外墙或外窗设置的电动风阀设计上应采用漏风量不大于0.5％的密闭性阀门 在这里对四个气候区的空调热水系统分别作了最小温差的限制 建筑内存在需全年供冷的区域时(不仅限于内区) 4.3.13 原居住建筑计算时考虑的室内干管部分 每增加1℃ 妥善安排好排风出路 空调系统设计时不仅要考虑到设计工况 冷水机组定流量 ∑L应减去100m 宜采用变速风机 当∑L≥1000m时 造成了能耗高 当出现结霜或结露时 EC(H)R-a——空调冷(热)水系统循环水泵的耗电输冷(热)比 采用上送风气流组织形式空调系统时 水泵必须变流量运行 2 “过渡季”指的是与室内外空气参数相关的一个空调工况分区范围 冷却塔补水总管上应设置水流量计量装置 但实际使用时发热量常比夏季采用的设计数值小且不长时间存在 空气调节冷却水系统设计应符合下列规定 若仅用冷却过程处理 在夏季的夜间或室外温度较低的时段 内 由于全空气空调系统要考虑到空调过渡季全新风运行的节能要求 ／h) ／h) 1 宜考虑采用双速或变速风机 灭藻等水处理功能 s 安全性差 4.3.17 流量变化会影响机组供水温度 3 保冷管道的绝热层外的隔汽层是防止凝露的有效手段 室内环境几乎不受室外环境的影响 当系统低负荷运行时 4.3.2 或者可采用二次回风的处理方式 水系统的供冷半径差距较大 新风系统的节能 热源对空气调节系统进行预热或预冷运行时 应采用两管制空调水系统 效率小于70％且不小于20％) 当输送距离较远且各用户管路阻力相差非常悬殊的情况下 从安全角度来讲 因此 V 对室外温度较低的地区(如严寒地区) 如紫外线照射对于隔汽层的老化 90.1-2010出版时 在选配集中供暖系统的循环水泵时 应该推广应用 在每天的早晚也有可能出现“过渡季”工况(尤其是全天24h使用的空调系统) 并满足水泵工作在高效区的要求 宜采用四管制空调水系统 要注意的是 可采用分区两管制空调水系统 也可以采用设置二级混水泵和混水阀旁通调节水温的直接串联系统 公式(4.3.3)同时考虑了不同管道长度 数年来在国内 同时也不宜采用板式或板翅式空气热回收装置 通风机宜采用双速或变速风机 2 宜选用全热回收装置 宜采取实现全新风运行或可调新风比的措施 对于运行时间较长且运行中风量 本条文在修订过程中的一个思路就是 因此本条规定可以节约空调风系统的能耗 通风空调系统即使在停用期间 设计师应在设计图中标明风机的风压(普通的机械通风系统)或机组余压(空调风系统)P 处理过的空气无法送到设计要求的地点 独立新风系统增大新风量 如果用一个规定的水泵扬程(标准规定限值为36m)并不能完全反映实际情况 采用非闭孔材料保温时 b 温湿度变化并不剧烈 本处所提到的额定流量指的是供回水温差为5℃时蒸发器的流量 α＝0.0115 送风量可减少10％～15％ 如果新风经过风机盘管后送出 通常这一差值会使得水泵所配电机容量规格变化一档 3 风道系统单位风量耗功率W 当水泵水流量≤60m 多级泵热水系统 F 如果系统的回收期过长 A——与水泵流量有关的计算系数 oc (1)机房内冷源侧阻力变化不大 首先要明确的是 反而增加能耗 因此增加了当各环路水温要求不一致时按系统分设二级泵的推荐条件 从对供水温度的影响角度来讲 也可能导致二级泵的扬程很高 假定一个全空气空调系统为表4中的几个房间送风 风机停止使用时 集中空调冷(热)水系统设计原则 4.3.22 ／h)增加了67％ 因此除了经济厚度外 管网阻力特性及水泵工作特性相近的情况外 采用变速风机的系统节能性更加显著 人员长期停留的房间一般是指连续使用超过3h的房间 Acceptable Air 集中供暖系统耗电输热比应按下式计算 举例说明式(4.3.12)的用法 当设计工况下并联环路之间压力损失的相对差额超过15％时 供热时系统和水泵工况不吻合 由于要求送风温差较小 在不能保证污染物不泄漏到新风送风中时 建筑外区和内区的负荷特性不同 将传动效率和电机效率合并后 还必须对冷管道进行防结露厚度的核算 但由于全国各地的气候条件差异很大 t 自动控制水泵转速调节的控制方式 Standard 在供暖空调系统中 按表4.3.9-3选取 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 水泵平均效率取69％ 降低湿度要求 可采用多级泵系统 3 这些管道设计流速状态下的每百米温升都在0.004℃以下 η 即分区两管制系统 2 同时 控制方案和运行管理等的特殊要求等 过多的“飘水”导致补水量的增大 采用变风量系统(VAV)也通常使用热水盘管对冷空气进行再加热 按表4.3.9-2选取 本标准2005版中 ／h)] 2 14295的有关规定 二是各区域水泵不能互为备用 每增加一级泵 为了方便设计人员选用 因此 B——与机房及用户的水阻力有关的计算系数 本标准2005版中风机的单位耗功率的规定中对总效率η 应采取水力平衡措施 因此完全可以将整个系统的管内冷水的温升控制在0.3℃(对于热水温降控制在0.6℃)以内 排风入口过滤器应便于清洗 设有集中排风的空调系统经技术经济比较合理时 ／h 根据二氧化碳浓度控制新风量设计要求 4.3 s 冬季就可能冻结而不能发挥应有的作用 只能靠增加冷水机组的运行台数等非节能方式来满足建筑空调的需求 21087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 G——每台运行水泵的设计流量(m s 这样只要分隔线在3m～5m之间变动 ／h 管道和支架之间 13560×33％＝4475(m 采用焓差法的节能性最好 送风高度小于或等于5m时 其确定的依据是通过室内外空气参数的比较而定的 5)当最远用户为风机盘管时 作为后台计算数据 冷水机组应能适应水泵变流量运行的要求 浓度检测值进行新风需求控制 居住建筑集中供暖时 本标准附录D是管道与设备绝热厚度 这些都导致实际执行和节能审查时存在一定的困难 也没有负风压的危险 即系统中所有房间送风量之和(m 4.3.23 机组达不到其额定出力 热量 新风系统应能关闭 在确保设备的适应性 应对能量回收装置的排风侧是否出现结霜或结露现象进行核算 热水系统的设计应符合下列规定 温差法 常用的空气热回收装置性能和适用对象参见表5 的最低限值要求 穿楼板处应采取防止“热桥”或“冷桥”的措施 使实际运行的机组台数超过按负荷要求的台数 B值 并按照轴功率要求较大者配置水泵电机 不要将“过渡季”理解为一年中自然的春 并同时对B值进行了调整 需要考虑一定的区别 对于变流量系统 有时也需要采用一些局部的土建式封闭空腔作为送风静压箱 同时有冷却和加热过程出现 其所包围的为内区 本标准在∑L≤400m时 如果不采取保温 送风量可减少一半左右 H——每台运行水泵对应的设计扬程(mH 供热品质差 因此本条文对这些情况不作严格限制 在设计没有明确分隔的大开间办公室时 1)空气源热泵 夏两个工况情况下的水泵轴功率要求分别进行校核计算 通过末端用户设置的两通阀自动控制各末端的冷水量需求 3 对冷却效果产生了非常不利的影响 Y——修正后的系统新风量在送风量中的比例 )不宜大于表4.3.22的数值 宜加大夏季设计送风温差 如仅在理论上存在一些内区 存在供暖外网的可能性较大 4 也有利于单体建筑的运行调节 以及对风机效率η 并应确保室内必须满足正压值的要求 风道系统单位风量耗功率(W 系统设计水流阻力较高的原因是系统的作用半径造成的 而且应考虑全年运行模式 送风温差不宜小于5℃ 空气调节系统采用上送风气流组织形式时 内 8175中经济厚度计算方法计算 ——每台运行水泵对应的设计工作点效率 房间开窗的大小 避免了由于应用多级泵和混水泵造成的水温差和水流量难以确定的状况发生 3 表4.3.9-1 且设计人员很难计算出其所配置的风机的全压要求 则宜采用二次回风或淋水旁通等措施 2 围护结构的负荷随季节改变有较大的变化 4.3.14 现行国家标准《空气-空气能量回收装置》GB／T 同时为政府管理部门监督管理提供一定的依据 这样即可用上述公式来计算实际设计系统的W 而且由于大部分是隐蔽工程无法检查 都可以有效地改善空调区内空气的品质 在满足节能标准的前提下 2 2)多台水泵并联运行时 故障率高 空气-空气能量回收过去习惯称为空气热回收 风系统的材料消耗和投资相应可减少40％左右 3 为节省系统运行费用 由于流量不同 4)两管制冷水系统α计算式应与四管制冷水系统相同 1 有可能比设置一组二级泵更节能 保证绝热效果 在执行过程中发现 3 无紫外线照射 外区宜分别设置空气调节系统 ＝5100m 可采用双速风机 三是各区域最小负荷小于系统总最小负荷 本次修订按照新的风机和电机能效等级标准的规定来重新计算了风道系统的W 导致系统不能正常运行 在一些下送风方式(如剧场等)的设计中 各区域水泵台数不可能过多 但可以作为评价室内空气品质的指标 对于夏季具有高温高湿特征的地区来说 在工程中实施最为简单方便 在确定公共建筑耗电输热比(EHR-h)时 本条文系参考美国供暖制冷空调工程师学会标准《Ventilation 4.3.9 热回收装置的进 也可以合用循环泵 绝热层的设置应符合下列规定 (4)工程中常有空调冷热水的一些系统与冷热源供水温度的水温或温差要求不同 4.3.18 因此是否设置应根据具体工程情况确定 对于湿度要求不高的舒适性空调而言 最成熟的系统形式 仅用靠增加负荷侧的二级泵台数无法解决根本问题 这样 但要实现全新风运行 因此机组还应有相应的控制功能 以保证管道气密性 中效过滤器的初阻力小于或等于80Pa(粒径大于或等于0.5μm 当通风系统使用时间较长且运行工况(风量 保持系统的水力平衡 ／h) 1 V 当在室内设置冷却水集水箱时 导致了冷却能力下降 1 可形成较舒适环境 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 4.3.26 A——与水泵流量有关的计算系数 通常大于55kW的单台水泵应调速变流量 Q——设计热负荷(kW) 楼层以及围护结构特点等因素划分 当水泵水流量＞200m 而且上送风气流在到达人员活动区域时已与房间空气进行了比较充分的混合 3 管道穿墙 由于种种原因 因此 s 负荷侧变流量的一级泵系统形式简单 ——风机效率(％) 限值 O) 因此推荐在换热器二次水侧的二次循环泵采用变速调节的节能措施 为了管道的连接及与室内设计配合 系统的新风量应按下列公式计算 ／h) 采用上述计算公式将使得各房间在满足要求的新风量的前提下 回风竖井的情况 3 两管制系统如冬夏季合用循环水泵 全部按照α＝0.0115来计算 一般是可以允许的 直接提供高温冷水的机组 η 的目的是要求设计师对常规的空调 如冬夏季冷热负荷大致相同 4.3.15 4.3.16 系统设计时 带来如下问题 即重点不是考虑外网的长度 4.3.6 而且便于调节 美国ANSI／ASHRAE／IES 因此作出较严格的规定 是一项有效的节能方法 4.3.1 大大增加了流量调解范围和各水泵的互为备用性 有了更严格的要求 (2)各区域水温一致且阻力接近时完全可以合用一组二级泵 使得冷水机组的供回水温差随着负荷的降低而减少 尽可能利用室外天然冷源 1 有可能会使处理后的送风温度过低 并取大值 提高传热效率有重要意义 只设置一台冷水泵且其功率大于3.7kW或冷水泵超过一台且总功率大于7.5kW时 因此排风量也应适应新风量的变化以保持房间的正压 2 大量节省空气处理所需消耗的能量 可以达到很好的节能效果 空调系统的送风温度应以h-d图的计算为准 由于热回收原理和结构特点的不同 常用空气热回收装置性能和适用对象 容易实现且节能潜力大 为了计算方便 因此 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 如果时间不长 3 3 有可能造成部分时间室内负压 主要增加的是大口径的管道 需要经常维护 达到节能的目的 易造成能源浪费或新风不足 都将造成大量热损失 应采取预热等保温防冻措施 即使停止运行或关闭检修也不会影响其他区域 应注意 并且各用户处室温不一致 系统阻力以一个统一规定的水泵的扬程H来代替 有人员长期停留且不设置集中新风 如果为了满足新风量需求最大(新风比最大的房间)的会议室 sc 一般按系统的供冷运行工况选择循环泵 本条文根据实际情况对计算公式及相关参数进行了调整 即使是夏天 浪费能源 并宜设计相应的排风系统 阻垢 有时会使相对湿度超出设定值 防止外力 混凝土 当建筑所有区域只要求按季节同时进行供冷和供热转换时 空调冷(热)水系统耗电输冷(热)比计算参数应符合下列规定 α——与∑L有关的计算系数 4.3.23 并和表4.3.23对照来评判是否达到了本条文的要求 V 冷却后再热可能是必要的方式之一 按表4.3.9-1选取 由于外界气候环境比较稳定 中效空气过滤器的性能应符合现行国家标准《空气过滤器》GB／T 不宜经过风机盘管机组后再送出 空气过滤器的性能参数应符合现行国家标准《空气过滤器》GB／T 严重影响空调效果 报警装置 并直接给出了厚度 将冷却塔安装区域用建筑外装修进行遮挡 4.3.5 式中 4.3.24 应计算集中供暖系统耗电输热比(EHR-h) 空气热回收装置不应采用转轮式空气热回收装置 利用新风免费供冷(增大新风比)工况的判别方法可采用固定温度法 杀菌 α∑L则反映系统管道长度引起的阻力 ／h＜水泵水流量≤200m 当最远用户为空调机组时 当系统作用半径较大或水流阻力较高时 将浪费较多的新风处理用冷 但是 因此工程中应考虑建筑是否真正存在面积和冷负荷较大的需全年供应冷水的区域 对于超过500m的系统管路中 应充分考虑当地的气象条件 能量浪费严重 应重点考虑以下两个方面 在人员密度相对较大且变化较大的房间 我国的机电产品性能取得了较大的进步 2 一是水泵设置总台数多于合用系统 这种情况下 在过渡季 4.3.16 因此当受条件限制不得已利用土建风道时 冷却塔应设置在空气流通条件好的场所 没有绝热层的土建风道会吸收大量的送风能量 当二级泵的输送距离较远且各用户管路阻力相差较大 溴化锂机组 热处理后的新风风道 式中 强调冷却塔的工作环境应在空气流通条件好的场所 ——风道系统单位风量耗功率[W／(m 多级泵冷水系统 18883对室内二氧化碳的含量进行了规定 因此“负荷变化大”不列入采用二级泵或多级泵的条件 常会造成大量隐蔽的热损失 易于获得最佳的空调效果 △T——规定的计算供回水温差(℃) 首先应通过合理设置冷水机组的台数和规格解决小负荷运行问题 当一个空气调节风系统负担多个使用空间时 空气热回收装置的空气积灰对热回收效率的影响较大 终阻力小于或等于160Pa 应该大力推广应用 降低能源的消耗 4 表4.3.22 可以作为供选择的节能方案 且各区域末端的水路电动阀自动控制水量和通断 △T——设计供回水温差(℃) 水源热泵等) 两管制热水管道系统的α值 控制方案和运行管理可靠的前提下 当空调热水和空调冷水系统的流量和管网阻力特性及水泵工作特性相吻合而采用冬 固定焓法 其中房间分隔是一个重要的因素 对非常规系统应按机组实际参数确定 4.3.13 为节省投资 都是能够满足要求的 或这些区域面积或总冷负荷很小 90.1-2010中规定 α＝0.003833＋3.067／∑L 26相比 4.3.9 ——新风比需求最大的房间的新风量(m 石膏板等材料构成的风道) 送风高度大于5m时 由此可见 经常性踩踏对隔汽层的物理损伤 此外 4.3.25 )应按下式计算 4.3.19 4.3.11 水泵调速技术是目前比较成熟可靠的节能方式 电子焓法 表4.3.9-5 2 A值是反映水泵效率影响的参数 η 水泵效率存在一定的差距 V ＝13560m 会大大降低能源效率 4.3.12 循环水泵宜采用变速调节控制 提高输送效率 V 否则 但该系统涉及冷水机组允许变化范围 当安装带热回收功能的双向换气装置时 3 但公共建筑的热力站大多数建在自身建筑内 冷水机组变流量运行水泵的节能潜力较大 例如全空气系统增大新风比 H——每台运行水泵对应的设计扬程(mH 水泵的变流量运行 4.3.11 直接采用室外温度较低的空气对建筑进行预冷 二级泵系统的选择设计 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 按表4.3.9-4或表4.3.9-5选取 62.1中第6章的内容 达到降低初投资的目的 ∑L——热力站至供暖末端(散热器或辐射供暖分集水器)供回水管道的总长度(m) 在季节变化时只是要求相应作供冷／供暖空调工况转换的空调系统 变流量一级泵系统包括冷水机组定流量 宜设置空气-空气能量回收装置 也会给实际工程设计带来一些困难 可以产生显著地节能效益 W 存在一些用砖 保证获得预期的供暖效果 减少运行费用 降低能量消耗 送风温差加大一倍 做好冷却水系统的水处理 还可以根据年运行小时数量来降低冷水输配侧的管径 ot 因此一般适用于最远环路总长度在500m之内的中小型工程 在计算过程中 G——每台运行水泵的设计流量(m Z——新风比需求最大的房间的新风比 这种方式带来了相当多的隐患 其需要的总新风量变成 冷却塔的“飘水”问题是目前一个较为普遍的现象 温差减小 同时 设计中应尽量避免 严重的甚至会结露 F 可以采用再设换热器的间接系统 与风道的气密性要求类似 1 且应尽量减少冷却塔和集水箱高差 不变排风量 空调系统采用全新风或增大新风比运行 提高系统输配效率 但根据公共建筑实际情况对相关参数进行了调整 循环水泵能耗所占比例上升 系统风量的变化会引起系统阻力更大的变化 4.3.2 W EHR-h——集中供暖系统耗电输热比 为有效地减少新风冷热负荷 在目前的一些工程设计中 又不单独设置冷热源的情况 浪费电能 其绝热层厚度应适当加厚 当房间内人员密度变化较大时 因此不允许合用 η 其最高流量应高于额定流量 多数情况下 片面考虑建筑外立面美观等原因 V on 节能潜力较大并确有技术保障的前提下 4.3.21 也是正常情况下能够实现的 供冷或冷热共用时 设计流速状态下计算出来的冷水温升在0.25℃以下 设计定风量全空气空气调节系统时 当排风中污染物浓度较大或污染物种类对人体有害时 单台水泵功率较大时 置换通风方式适用于热湿比较大的空调系统 系统作用半径较大 以往工程中 3 A值 空调风系统和通风系统的风量大于10000m ——每台运行水泵对应的设计工作点效率 4.3.1 石膏板等材料构成的土建风道 冷水机组变流量两种形式 因此予以推荐 2 式中 冷水供回水温差应按机组实际参数确定 即使采用二级泵系统 ANSI／ASHRAE／IES 焓差法等 或者冬夏不同的运行工况与水泵特性相吻合时 往往水泵不在高效区运行 甚至在冷负荷小于热负荷时房间温度过低而无供热手段的情况 采用热水作为热媒 应计算空调冷(热)水系统耗电输冷(热)比[EC(H)R-a] 回水温差的6％左右 3 风道系统单位风量耗功率(W 大部分输配环路及热(冷)源机组(并联)环路存在水力失调 四管制冷 风机效率和电机效率得到了较大的提升 保温层厚度应按现行国家标准《设备及管道绝热设计导则》GB／T 尤其是夏热冬冷地区 其中最突出的问题就是漏风严重 一般采用根据供回水管上的压差变化信号 阻力相差“较大”的界限推荐值可采用0.05MPa 外区都计算此部分负荷 不仅方便运行管理 且二级泵等负荷侧各级泵应采用调速泵 确定最经济和满足要求的空调管路制式 且湿度传感器误差大 并应具备更换条件 η 可以通过对系统水力分布的调整与设定 公式中采用设计冷(热)负荷计算 通风系统的管道系统在设计工况下的阻力进行一定的限制 另外空气调节保冷管道所处的位置也很少遇到车辆碰撞或者经常性的踩踏 水泵变速运行 水泵平均效率取71％ 若采用再加热显然降低利用置换通风方式所带来的节能效益 大于30kW的单台水泵宜调速变流量 表4.3.9-2 同时选择高效的风机 温差过小 办公室内 不利于在运行过程中水泵的运行节能 也符合相应气候区的实际情况 因此进行修改 空调冷(热)水系统耗电输冷(热)比计算应符合下列规定 工程中常出现不能正常使用的情况 空调冷水可采用冷水机组和负荷侧均变流量的一级泵系统 其他区域仅要求按季节进行供冷和供热转换时 才需要在供热季设置为全年供冷区域单独供冷水的管路 气候变化-雨雪对隔汽层的腐蚀和由于刮风造成的负风压对隔汽层的损坏 ／h) 导致水系统大流量 对于保冷管道防结露厚度的计算结果也会相差较大 重点考虑冷水机组允许的变流量范围和允许的流量变化速率 水泵运行效率低 1 与现行行业标准《严寒和寒冷地区居住建筑节能设计标准》JGJ 则须按该会议室的新风比设计空调风系统 ／h 4.3.5 两管制空调水系统应分别设置冷水和热水循环泵 应减少并联环路之间压力损失的相对差额 是目前应用最广泛 排风出口设置的密闭风阀应同时关闭 (2)设备控制方式 自动开启或关闭 仅使用时间等特性不同 但只是要求300kPa 系统的运行水量也处于实时变化之中 ／h时 对此值进行限制是为了保证水泵的选择在合理的范围 采用两管制水系统完全可以满足使用要求 如果对相对湿度的要求很严格 同时也解决了管道长度阻力α在不同长度时的连续性问题 4.3.3 当各环路的设计水温一致且设计水流阻力接近时 可能有多幢建筑 按经济厚度和防结露的原则制定 本标准附录D针对目前建筑常用管道的介质温度和最常使用 4.3.25 设计人员很难确定实际工程的总效率η 4.3.24 因此其过滤器应能满足全新风运行的需要 这样就不需要暖通空调的设计师再对此进行计算 4.3.18 分隔 因此系统阻力是推荐采用二级泵或多级泵系统的充要条件 3 明确规定散热器供暖系统应采用热水作为热媒 除空调冷水系统和空调热水系统的设计流量 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 有较大的节能效果 st 并考虑热回收装置的过滤器设置问题 对热源来说 保冷层厚度应按现行国家标准《设备及管道绝热设计导则》GB／T O) 对于冷水系统 随着工艺需求和气候等因素的变化 水源热泵等机组的热水供回水温差应按机组实际参数确定 ／h 也可以将上述从3m～5m的范围作为过渡区 常年需要供冷 则分隔处一般为内 4 不需再设置一套补水定压膨胀设施的优点 降低能耗 A值应按较大流量选取 4.3.4 ∑L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 为共用输配干管设置变流量运行的二级泵 实际上 4.3.12 ot 使某些区域在小负荷时流量过大 通常可将距外围护结构3m～5m的范围内划为外区 sc 在严寒地区和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 在室内设置水箱存在占据室内面积 规定W 设计人员应结合供应厂家提供的技术资料自行计算确定 应根据水力平衡要求设置水力平衡装置 因此A值按流量取值 设计水流阻力较高的大型工程 更符合实际情况 式中 设置水力平衡装置后 送风温差不宜小于10℃ 3 防冻措施 需要考虑冷水机组的容量调节和水泵变速运行之间的关系 这样 当各环路的设计水流阻力相差较大或各系统水温或温差要求不同时 外表面应设保护层 在最长管路为500m的空调供回水系统中 ／h)] 排风量也宜适应新风量的变化以保持房间的正压 外区的分界线 现用式(4.3.12)计算 随着风机的启停 流量和阻力基本吻合 4.3.26 以及所采用的控制参数和控制逻辑 表4.3.9-4 外区由于与室外空气相邻 尽量减少加热用量 按设计图中标注的效率选择 当室外空气温度较低时 采用双向换气装置 风机能耗则下降50％左右 二级泵宜集中设置 4.3.8 工程实践已充分证明 缓蚀 如果在进深方向有明确的分隔 ／h时 管道与设备应采取保温保冷措施 夏季的送风温差可以适当加大 所以在室内的空气调节保冷管道一般都不设置保护层 混凝土 1 和风机全压的要求存在一定的问题 4 即使冬季改变系统的压力设定值 为减少热损失 对设备 当空调水系统的供冷和供热工况转换频繁或需同时使用时 根据国外有关资料介绍 在室内部分 室外参数总是不断变化 4.3.19 应具备至少每分钟30％流量变化的适应能力 对于办公建筑而言 每增加一级泵 输配系统 多台水泵根据末端流量需要进行台数和变速调节 14295的有关规定 △T值(℃) 热量输送效率低 如果系统的热湿比较小 从理论分析 当出现结霜或结露时 小温差运行 为了满足不同的使用需求 s 3 朝向 在一般情况下均能较好地满足要求 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 8175中经济厚度和防止表面结露的保冷层厚度方法计算 适应冷水流量快速变化的冷水机组能承受每分钟30％～50％的流量变化率 要求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 空气调节内 B——与机房及用户的水阻力有关的计算系数 与其他系统相比 有的区域流量过小采用一台水泵还需设置备用泵 4.3.22 而实际工程中 也就是不超过常用的供 B值可增加5 4.3.15 让新风与排风在装置中进行显热或全热交换 空气受压力作用流出或流入室内 集中空调冷 因此 在技术允许条件下 这些区域在非供冷季首先应该直接采用室外新风做冷源 2 Standard 当∑L≤400m时 由于种种原因一些工程采用了土建风道(指用砖 二级泵系统时B取21 且系统为小温差大流量运行 2 Standard 其目的在于减少处理新风的冷 ——修正后的总新风量(m 如果一直按照设计的较大人员密度供应新风 5 二氧化碳并不是污染物 同时由于混凝土等墙体的蓄热量大 水泵运行在不合适的工作点处 忽视了冷却塔通风散热的基本要求 或者水温(温差)要求不同时 X——未修正的系统新风量在送风量中的比例 这样既节省了施工成本 表4.3.9-3 本条对变新风比控制方法不作限定 提供冷源设备集中且用户分散的区域供冷的大规模空调冷水系统 b ∑L——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(m) 1 冷水水温和供回水温差要求一致且各区域管路压力损失相差不大的中小型工程 其最低流量应低于50％的额定流量 当400m＜∑L＜1000m时 因此 考虑室内干管比摩阻与∑L≤400m时室外管网的比摩阻取值差距不大 当空调系统负荷变化很大时 2 且二级泵应采用调速泵 宜在各空气调节区或空调房间分别安装带热回收功能的双向换气装置 空调冷(热)水系统耗电输冷(热)比应按下式计算 3 在选配空调冷(热)水系统的循环水泵时 当末端采用两通阀进行开关量或模拟量控制负荷 对这类土建风道或送风静压箱提出严格的防漏风和绝热要求 一级泵系统时B取17 严寒和寒冷地区通风或空调系统与室外相连接的风管和设施上应设置可自动连锁关闭且密闭性能好的电动风阀 风压有较大变化的系统 1 37kW以上的水泵变流量运行 3 规定集中供暖系统耗电输热比(EHR-h)的目的是为了防止采用过大的循环水泵 s CD 或者末端虽然有采用两通阀进行开关量或模拟量控制负荷 其绝热层表面冷热量损失的绝对值是不容忽视的 表5 表4 应对冬 宜设置过滤器阻力监测 从减少投资和机房占用面积的角度出发 效率不大于50％且不小于20％) 然而该方法需要同时检测温度和湿度 对于空调机组 对于置换通风方式 作为节能设计标准 以B值反映了系统内除管道之外的其他设备和附件的水流阻力 二氧化碳浓度检测与VAV变风量系统相结合 ——电机及传动效率(％) B值可增加4 一般离心式机组宜为额定流量的30％～130％ s 而到ANSI／ASHRAE／IES 采用非闭孔材料保冷时 但对于公共建筑是合理的 ＝2672m 秋季节 如为其采用相对复杂投资较高的分区两管制系统 α＝0.0069 P——空调机组的余压或通风系统风机的风压(Pa) Quality》ASHRAE 但是其数量不超过3个时 oc 当建筑内一些区域的空调系统需全年供冷 19762中水泵的性能参数 近年来 4.3.14 在同一个空气处理系统中 往往长达一千多米 则不宜采用能量回收系统 尤其是区域能源供应管道 如果只变新风量 因此 ——系统中所有房间的新风量之和(m 并应符合下列规定 根据现行国家标准《清水离心泵能效限定值及节能评价值》GB 并应标注在施工图的设计说明中 使得条文的可操作性得以提高 水泵冬季在设计负荷下也可能长期低速运行 提高室内空气品质和人员的舒适度 也常按区域分别设置二级泵 系统的新风比最小 当最远用户为风机盘管时 机组允许的每分钟流量变化率不低于10％(具体产品有一定区别) 或当输送热媒温度高于其管道外环境温度且不允许热媒温度有降低时 不宜同时有加热和冷却过程 风机盘管加新风空调系统的新风宜直接送入各空气调节区 ／h) 排风系统的空气调节区或空调房间 2 for 风压)有较大变化时 s 2 故把机房及用户的阻力和管道系统长度引起的阻力分别计算 案例计算表 空气调节系统送风温差应根据焓湿图表示的空气处理过程计算确定 4.3.20 4.3.4 对于冷水机组集中设置且各单体建筑用户分散的区域供冷等大规模空调冷水系统 不利于节能 螺杆式机组宜为额定流量的40％～120％ V 热水管道系统的α值 考虑到一些设计采用新风比最大的房间的新风比作为整个空调系统的新风比 1 宜选用显热回收装置 采用人工冷 当输送冷媒温度低于其管道外环境温度且不允许冷媒温度有升高 冻裂水管 只有在新风冷源不能满足供冷量需求时 水箱和冷却塔的高差增加水泵电能等缺点 当受条件限制利用土建风道时 要求不低于5℃的温差是必需的 在空调负荷计算时 3 还可通过三级(或四级)泵和混水阀满足要求 在条件合适的地区应充分利用全空气空调系统的优势 建筑对通风量的要求也随之改变 外区的划分标准与许多因素有关 温差的确定 宜采用变流量一级泵系统 远热源处室温偏低 在上面的例子中