室内环境节能设计计算参数：

当前存在的若干反常现象：

室内设计温度：冬季越高越好；夏季越低越好。

建筑物的档次越高，则冬季室内温度也应该越高；夏季室内温度则应该越低。

使用人的职务越高，则冬季室内温度也应该越高；夏季室内温度则应该越低。

室内设计温度，冬夏倒置（VIP）。

室内设计温度，全年保持恒定。

室内设计温度改变的节能效果〔kW/（m ² ·a）〕

室内设计温度与能耗的关系：

《实用供热空调设计手册》：供暖时每降低1℃，节能10~15%；供冷时每提高1℃，节能10%左右。

《空调设备与系统节能控制》：供暖时每降低1℃，节能5~10%；供冷时每提高1℃，节能10~20%左右。

本标准编制时计算结果：供暖时每降低1℃，节能5~10%；供冷时每提高1℃，节能8~10%。

确定合理的室内设计温度： 室内热环境的评价依据：ISO 7730

-0.5 ＜PMV（热舒适指标）＜＋0.5

PMV= ＋3      热（Hot）

PMV= ＋2      暖和（Warm）

PMV= ＋1      稍暖和（Slightly Warm）

PMV= 0       适中、舒适（Newtral）

PMV= -1      稍凉（Slightly Cool）

PMV= -2      凉快（Cool）

PMV= -3      冷（Cold）

新风量的确定（ASHRAE）：

室内所需新风量 Lo（L/S）：L _o = R _P PD + R _b A

R _P - 每人所需最小新风量，L/s；

P- 室内人数；

D- 变化系数；

R _b - 单位面积最小新风量，L/（s.m ² ）；

A- 建筑面积，m ² 。

公共建筑节能标准中给出的新风量：

仅适用于低污染建筑，即建筑物内检出的污染负荷小于0.1Olf。

若每人的最小总新风量低于7.5m ³ /s（27m ³ /h），必须对回风量进行校核并加强对回风的过滤作为补偿，过滤器对3μm尘粒的过滤效率η应高于60%。

修正后的回风量：L=7.5PD-L _o /η

国际趋势：

1. 不能单一地认为人是室内仅有的污染源（上海测试结果也证实了）；

2.CO ₂ 在大气中并不是一种污染物，只有当其浓度＞5000×10 ^-6 时，才有害健康；

3. 室内空气品质（IAQ），不是合格与否的问题，客观上应把它看成是满足人们要求的程度，即满意度；进行评价时应该以“可接受程度”来反映。

房间新风量的确定方法：

ASHRAE 62.1-2019 标准：

对于出现最多人数的持续时间少于3 h的房间，所需新风量可按室内的平均人数确定，该平均人数不应少于最多人数的1/2。

如：最多容纳1000人的商场，若取平均人数为600人，则新风量为：

20m ³ /h.p×600p=12000m ³ /h ，而不是取：1000p×20m ³ /h.p=20000m ³ /h

5.2 采暖

采暖系统南北分环。

采暖系统制式的选择原则：保证能分室（区）进行室温调节。

室内明管散热量约占采暖负荷的20%左右；所以必须计算室内明管的散热量，并相应地减少散热器数量。实际工程中可按散热量的60%扣除。

高大空间，宜采用辐射供暖（低、中、高温）。

5.2.7  强调水力平衡的重要性与装置平衡阀的必要性

暖通相关规范规定：“各平联环路间（不包括公共段）的压力损失差额，不应大于15%”。

1 ）手动平衡阀的设计排布原则

应分级安装，即干管、立管、支管路上均应安装；

各个并联支管路上应同时安装。支管平衡阀立管平衡阀主管平衡阀。

2 ）手动平衡阀的典型设计排布

3 ）自动平衡阀的典型设计排布原则

自动平衡阀（Automatic BalancingValve），一般应用于流量固定的场合。进行设计布排时，应注意以下原则：

宜安装在末端装置如风机盘管和空气处理机组上；

在末端安装了自动平衡阀的系统，支路和立管不需要再安装自动平衡阀；

冷冻机或锅炉出口宜安装自动平衡阀，以避免这些设备过流。

4 ）自力式压差控制器

自力式压差控制器（Self-actingdifferen-tial pressure controller），是一种比例式压差控制器，它具有一定的比例压差范围，以适应变流量的需求；与手动平衡阀配合时，在稳定压差的同时，又可以进行流量精确设定。

自力式压差控制器通常与手动平衡阀配合使用，称作流量/压差平衡阀组或流量/压差调节器组合，通常也称为动态平衡阀组，或自动压差平衡阀组，而被归于自动平衡阀的范畴，是一种非常精确的平衡设备；当每一个控制阀都配合这种阀门时，其阀权度接近1。

自力式压差控制器的排布：

自力式压差控制器的应用方式，如下图所示：

用于稳定立管间的压差；

用于稳定支路间的压差；

用于稳定控制阀上的压差。

三种应用方式的比较：

以上三种应用中，从平衡效果的角度来看，c＞b＞a，尤其是c，如果系统中每个控制阀都与一个自力式压差控制器相联，从控制的观点看，这是最好的解决方案，因为控制阀的阀权度接近1；从性能价格比的角度看，b种方式的应用最多。

5 ）电动平衡二通阀

这是一种适用于风机盘管机组和水环热泵机组等末端设备上的阀门，是合手动平衡阀或自动平衡阀与电动二通阀功能为一体的阀门，其作用与两阀分开时是相同的，流量需事先设定。这种组合方式可以有效地节省安装空间以及成本。

电动平衡二通阀的排布：

6 ）动态平衡电动调节阀

动态平衡电动调节阀，是一种合自动平衡阀和电动调节阀为一体的阀门，经简单设定最大流量值后，其流量即可根据实际需要在零至最大值之间进行调整；而且，在工作压差范围内，管路系统的压差变化对调定值没有影响（只受控制温度影响）,控制阀部分的阀权度较好，是一种自动化程度较高的平衡装置。

动态平衡电动调节阀，一般应用于变流量系统，且常用于新风机组、空气处理机组等大型末端设备。

5.2.8 耗电输热比  HER

以后要求在施工图中标注出HER值。

引自《民用建筑节能设计标准》，但作了以下三点变更：

1 ）将水泵铭牌功率改为设计工况点的轴功率；

2 ）将典型设计日的平均值指标改为设计状态下的指标；

3 ）规定了设计供回水温差。

5.3.2 对全空气系统和FCU系统的应用作了原则性界定

根据房间面积、空间大小、人员多少和温湿度控制等对FCU的应用作了限制。

主要思路与立足点：

1 ）室内空气质量的好坏，尤其是可吸入颗粒物的浓度控制；

2 ）能源消耗的多少（这是最主要的）；

3 ）结合室外气候补偿，进行集中控制；

4 ）维护管理的费用和方便程度等等。

5.3.4 、5.3.5  VAV空凋系统的设计

特点：VAV空调系统，是全空气空调系统的一种形式，所以它具备全空气系统的一些特点；与CAV系统相比，它具有在同一风系统内可以进行不同空调区域的温度控制；从而它综合了全空气CAV和FCU+FA系统两者的优点。

VAV 系统节能的主要途径：

1 ）运行节能：通过固定送风温度、改变送风量的方式适应负荷的变化。此外，随着风量的改变，风机的输送能耗相应变化。

2 ）设计状态的节能：CAV系统的总风量LCAV，是取各房间所需最大送风量之和；VAV系统由于具有自动输送到需要的区域的特点，其总风量LVAV是取各房间逐时风量之和的最大时刻值。由于LVAV＜LCAV，所以在设计状态下VAV系统AHU的风机轴功率就小于CAV系统，NVAV＜ NCAV ^， 当然也就节能。

5.3.6 为全空气系统的节能运行提出了要求

全空气空调系统节能的主要途径，是最大限度的利用室外低比焓空气来冷却空调空间，推迟启动和提前停止冷水机组，减少冷水机组的运行时间和相应的能源消耗。实施本条文要求的关键因素：

1 ）必须有与全新风运行相对应的排风系统；

2 ）新风口新风管应满足最大新风量的要求；

3 ）如采用变新风比运行模式，机房宜靠近外墙布置；

4 ）配置必须的自动控制系统。

实施全新风运行的主要模式：

1 ）双风机空调系统：

 “ 定风量送风机+定风量回风机”送、回风机定速运行，通过焓值控制调节新风、回风和排风阀的开度，改变新风量。新风比连续可调。

2 ）单风机空调系统：“定风量送风机 + 室内变风量排风机”

功能同1），只是手段不同。特点是排风机不放在AHU内，所以更加灵活。

3 ）双风机空调系统：

“ 定风量送风机 + 定风量排风机”系统形式与 2）类同，但功能不完全相同，差异在于冬季过渡季，由于排风量不能连续调节，因此当采用最小新风比导致室温过高时，不得不采用全新风方式，但这时有可能导致室温过低而需要用热水加热全部新风；不能象1）、2）那样可通过调节新风比来满足要求（某些时段可不加热）。

5.3.7 空调系统新风量的确定

Y=X / （1+X-Z）

Y- 修正后的系统新风量在送风量中的比例：Y = Vot/Vst

X- 未修正的系统新风量在送风量中的比例：x = Von/Vst

Z- 需求最大房间的新风比：Z = Voc/Vsc

Vot- 修正后的总新风量，m ³ /h；

Vst- 总送风量，m ³ /h；

Von- 系统中所有房间的新风量之和，m ³ /h；

Voc- 需求最大的房间的新风量，m ³ /h；

Vsc- 需求最大的房间的送风量，m ³ /h。

5.3.10 本条文对体量较大的公共建筑提出了划分内区、外区的要求

特征：外区空调负荷随季节改变，内区基本上不受室外气候条件变化的影响。

内、外区的划分方法：

1 ）进深和室内冷负荷较大的建筑，如商场可根据“负荷平衡法”划分内、外区。

基本原则是：若冬季室内空调冷负荷Qc（W）大于围护结构的热负荷Qh（W）；当房间面积为A（m ² ）时，该房间的空调冷负荷指标为：

qc = Qc-Qh /A ；则外区面积为：Ae = Qh /qc据此可确定内、外区的分界线。

2 ）结合室内建筑分隔进行分区：

对于大型办公类建筑，房间进深不象商场那么大，因此，根据室内建筑的分隔进行分区是比较恰当的。分隔墙距离外墙通常为3～5m。

内、外区宜分别配置空调系统：

内、外区对空调的需求存在很大差异，因此宜分别配置空调系统。这样：

可以根据不同的负荷情况分别进行空气处理；避免冬季空气处理时的冷热抵消损失；

为内区充分利用室外空气进行免费空调创造条件；

获得最佳的空调效果；

方便运行管理，取得最大的经济效益和节能效益。

内、外区空调系统的合理配置问题：

内、外区合用一个空调系统：由于冬季负荷性质不同，必然要在送风末端设再加热装置。这样，不可避免会有冷、热抵消出现。

内区采用全空气VAV空调系统，外区采用FCU空调系统。

内区采用全空气VAV空调系统，外区采用全空气CAV空调系统。

内、外区合用全空气VAV空调系统，外区采用末端再加热方式（使用灵活性高，相当于四管制系统，是目前国内、外较流行的方式）。

5.3.11 水环热泵空调系统的应用

水环热泵空调系统的节能性，是通过对建筑物内区余热的利用程度来体现的。

目前，国内在应用上存在一定的混乱。

本条明确了水环热泵空调系统的适用条件：

1 ）要有大量的余热：意思是基本上能弥补围护结构冬季的耗热量。

2 ）余热量的提供必须稳定的。

3 ）要做技术经济比较。

水环热泵在夏季运行时，COP较低，与水冷螺杆、离心机组无法相比，相形之下是不节能的；所以，要作全年的技术经济分析与比较。

最近，有报导（广州大学）：认为水环热泵在夏热冬暖地区应用，也能取得一定的综合效益。

5.3.12  新风应直接送入各空调区，不宜经过FCU再送出

将经过热质处理的室外空气送入FCU再送入室内，存在以下弊端：

FCU 运行与否、或处于不同转速下运行，新风量会发生较大的变化；由于新风量的需求与室温控制没有严格的对应关系，有可能造成新风量不足。

经过热质处理的新风，温度已远远低于回风温度，两者混合后，会使FCU换热器的传热温差减小，制冷能力降低。

导致室内换气次数的下降。

5.3.14  建筑排风热回收

回收的能量十分可观，显热能效比：

COP _h = △Q/△N

△Q-回收的能量，W；

△N-热回收消耗的能量，W。

能量是资源，不是“取之不尽，用之不竭”，最终将枯竭。

排风热回收，既能取得节能效益和环境效益，也能取得经济效益。

设计时应结合具体情况进行技术经济分析，特别是全年应用的热回收设备，必须关注过渡季的使用效果。

新风量与排风量不宜相差太悬殊，否则投资增大，回收能量减少。

当采用转轮换热器回收热能时，新风机宜位于转轮之前；排风机宜位于转轮之后。

热回收装置的新风管和排风管，均应设旁通阀，以便在过渡季不进行热回收时， 新风和排风可不经过热回收器，减少风机的能耗。

空气进入热回收器之前，必须进行过滤处理。

5.3.17  不应采用土建风道

1 ）土建风道普遍存在渗漏问题，很难杜绝，也不好检查。

2 ）土建风道的热容量特别大，使预热或预冷的能量消耗增加，时间增长。

3 ）土建风道很难做好绝热，热损失大。

4 ）调查发现，确有不少工程因采用土建风道，最后不得不进行改造的教训。

5.3.18 本条文对空调冷、热水系统的设计提出了8条基本要求：

1 ）采用闭式循环；

2 ）两管制；

3 ）分区两管制；

4 ）四管制；

5 ）一次泵系统、一次泵变速调节；

6 ）二次泵系统；

7 ）供、回水温差△t≮5℃；技术可靠、经济合理时，宜加大△t；

8 ）优先考虑采用高位膨胀水箱。

一次泵定流量系统的特点：

通过蒸发器的冷冻水流量不变；一台冷水机组配置一台冷冻水泵。

系统中负荷侧冷负荷减少时，通过减小冷冻水的供、回水温差来适应负荷的变化，因此在绝大部分运行时间内，空调水系统处于大流量、小温差的状态，不利于节约水泵的能耗；末端的冷却盘管上，安装有两通调节阀。

旁通管上装有压差旁通阀，可根据末端两通调节阀引起的压差变化来调节压差旁通阀的开度，从而调节旁通水量，如上图所示。当末端负荷增大时，旁通管内水流向为从左到右；当末端负荷减小时，旁通管内流向为从右到左。

一次泵系统的配置和设计和要求：

冷冻水循环泵冷冻水泵：应根据整个系统的设计阻力（包括冷水组、末端、阀门、管路等）及设计流量进行选取。

旁通管和压差旁通阀的设计：旁通管和压差旁通阀的设计流量为最大单台冷水机组的额定流量。

冷水机组的加机以系统供水设定温度Tss为依据，当供水温度Ts1＞Tss＋误差死区时，并且这种状态持续10～15min，另一台冷水机组就会启动投入运行。

冷水机组的减机：以旁通管的流量为依据，当旁通管内的冷冻水从供水总管流向回水总管，并且流量达到单台冷冻机设计流量的110～120％，如果这种状态持续15～20min，控制系统会关闭一台冷冻机。

水泵控制水泵与冷水机组一一对应，联动控制。

压差旁通阀控制：根据末端负荷变化进行流量调节。然后通过两通阀调节引起的压差变化来调节压差旁通阀的开度，从而调节旁通水量。

二次泵变流量系统的配置和设计和要求：

冷冻水循环泵：一次泵和二次泵的扬程，分别按一次水环路和二次水环路的压降进行选择。

旁通管的设计：旁通管的设计流量，取单台额定流量最大的冷水机组的额定流量

冷水机组的加机:以系统供水设定温度Tss为依据的。当系统供水温度Ts1＞Tss＋误差死区时，并且这种状态持续10～15min，另一台冷水机组就会启动投入运行。

冷水机组的减机：常用的减机控制是以旁通管的流量为依据。当旁通管内的冷冻水从供水总管流向回水总管，并且流量达到单台冷冻机设计流量的110～120％，如果这种状态持续15～20min，控制系统会关闭一台冷冻机。

10 ％～20％作为误差死区。

冷水机组的负荷调节机组侧常用的一种优化控制逻辑是机组供水设定温度重置。当机房采用自动控制时，DDC会通过系统供水设定温度Tss、机组回水温度TR1 等计算出该负荷下机组最佳的出水设定温度，也就是一个新的Tcs。同时机组本身以机组供回水温差为依据，通过调节压缩机进口导叶开度来调节负荷，从而达到节能的目的。

水泵变速控制二次泵水系统中有一组定流量一次泵和一组变流量二次泵。系统末端安装两通控制阀，系统最远端的压差信号通过DDC控制器与系统设定压差相比，并通过DDC控制二次水泵上的变频调速装置（VFD），调节二次水泵的转速，从而调节系统的水量一次泵和冷水机组一一对应，联动控制。

一次泵变流量水系统：

可以消除一次泵定流量和二次泵系统的“低温差综合症”（供、回水温差过低），能够保持冷水机组始终在高效率区运行。

能根据末端负荷的变化，调节经过水泵及冷水机组的流量，使水泵能耗大幅度减少。

冷水机组和水泵台数不必一一对应，它们的台数变化和启停可分别独立控制。

一次泵变流量系统省去了一次泵（定速水泵），节省了初投资，节省了机房面积。

一次泵变流量系统的配置和设计和要求：

一次侧配置变速泵，冷水机组配置自动截止阀；

与二次泵变流量相比，旁通管上多了一个控制阀，当系统水量小于单台冷水机组的最小允许流量时，旁通阀打开，旁通一部分水量使冷水机组运行在最小允许流量之上。

最小流量由流量计或压差传感器测得，系统末端仍然安装二通调节阀；

水泵的转速由系统最远端压差的变化来控制。

冷水机组和水泵的台数不必一一对应，启停可分开控制。

一次泵变流量系统冷水机组选择：

冷水机组的最大流量：取决于蒸发器能承受的压降。

冷水机组的最小流量：影响到蒸发器的回油性能、控制的稳定性和换热效果等。

冷水机组应具有尽可能低的最小流量，最好是低于设计流量的40％，但不能超过设计流量的60％。

冷水机组选择：

可允许流量变化率（机组所能承受的每分钟最大流量变化量）：一般来说，这个值越大越好。它要求冷水机组能承受快速的流量变化并且维持设定的出水温度，只有这样系统才能稳定地运行。例如，当系统从一台冷水机组加到两台冷水机组时，可允许流量变化率为2％的冷水机组需要30分钟才能达到稳定，而可允许流量变化率为30％的机组仅需要1.6分钟就能达到稳定。

机组所能承受的每分钟最大流量变化量:在一般的一次泵变流量系统中，推荐的机组允许流量变化率是至少每分钟25～30％，以确保冷水机组出水温度稳定

蒸发器的水压降：在多机共管连接的系统设计中，要注意使各蒸发器具有基本相同的压降。

如果几台不同制冷量的机组同时运行，因其各自蒸发器压降不同，运行时实际的流量会偏离机组选型时的设计流量。这种情况会增加系统控制的复杂性，导致系统不稳定。

冷冻水循环泵选择：冷冻水循环泵应根据整个系统的设计阻力（包括冷水机组、末端、阀门、管路等）及设计流量进行选择。

流量测定装置目前常用的流量测定装置有两种：在冷水机组回水干管安装流量计直接测量流量或者使用压差传感器测量蒸发器两侧的压降，从而得出流过蒸发器的流量。一般来说，高精度的流量计宜采用电磁流量计，其校准后的精度可达到±0.5%，而且校零次数少。

准确的流量测量，是一次泵变流量系统成功的关键。无论使用哪种流量测定方法，其测量的精确度和准确度都是至关重要的。

旁通管的设计：旁通管的作用是保证流经系统中冷水机组的流量都不低于该冷水机组所要求的最小流量。因此旁通管的流量应该按照系统中最小单台冷冻机的最小允许流量进行设计。

旁通阀的选择旁通阀的流量必须满足单台冷冻机的最小流量。阀门的流量和开度应成线性关系；当系统压力随着系统负荷减小时，阀门可以正常打开；当系统压力升高时，阀门依然具有正常的关断能力，并且在设计压力下不渗漏。

旁通阀的选择：旁通阀的流量必须满足单台冷冻机的最小流量。阀门的流量和开度应成线性关系；当系统压力随着系统负荷减小时，阀门可以正常打开；当系统压力升高时，阀门依然具有正常的关断能力，并且在设计压力下不渗漏。

旁通阀一般处于关闭状态。只有当系统水量减少到一定程度，小于正在运行的冷冻机最小流量之和，则旁通阀打开。冷冻水从供水管旁通回冷冻机，以保证冷冻机的运行安全。

旁通阀控制：旁通阀一般处于关闭状态。只有当系统水量减少到一定程度，小于正在运行的冷水机组最小流量之和，则旁通阀打开。冷冻水从供水管旁通回冷机水组，以保证冷水机组的运行安全。

负荷侧的控制：负荷侧盘管的阀门应是“慢开”型的，这样可以使系统流量波动比较平稳，其次当使用多个空气处理机组时，应采用分组启停的办法，尽量使系统流量波动较平缓一次泵变流量系统的成功不仅仅依赖于冷机房水系统的正确设计，负荷侧的正确设计也是至关重要的。

冷水机组加机 以供水温度TS1和设定温度TSS之差为依据：负荷增加时，机组在满负荷下已无法维持供水温度。供水温度上升并超过系统设定温度，如果这种状态持续10～15min，另一台机组就会加载上去。

当冷水机组加减机时，若蒸发器的规格不同，则要注意不同机组蒸发器的压降对流量的影响。

以压缩机运行电流（RLA％）为依据：机房DDC通过机组的控制器读取压缩机的运行电流RLA％，与设定值比较（一般设定值为90％），如果RLA％＞设定值，并且这种状态持续10～15min，另一台机组就会开启。

这种控制方式的好处是可以维持很高的供水温度精度，在系统供水温度尚未偏离设定温度时，便加载机组了

冷水机组减机以压缩机运行电流RLA％为依据：每台机组的运行电流百分比RLA％之和除以运行机组台数减一，如果得到的商小于设定值（如80％），那么一台机组就会关闭例：3台机组运行电流满负荷电流50%，可以关闭一台机组。

一次泵变流量系统设计注意事项：

机组选择：

选择蒸发器许可最小流量尽可能低的冷水机组，（离心机25%-35%，螺杆机    50%-60%）选择适应冷冻水流量快速变化的冷水机组。

选择蒸发器压降相当的冷水机组；了解冷水机组控制器的加减载特性。

旁通管：

选择精度高、调节性能好的控制阀门；选择精度高的流量计；尽可能减少控制延迟时间。

空调水系统配置：

二台机组可采用串联方式，避免加减机时流量瞬间变化太大；

一台机组仍可用VPF；

水泵与机组的运行相互独立，利于机组提供“超额冷量”；

重视对流量瞬间变化的控制；负荷侧设备控制；

多台设备的启停时间错开；阀门缓慢调节冷冻水流量。

机组群控（加减机）：

在加机前先对原运转机组卸载；

机组的隔离阀应缓慢作动，确保机组稳定运行；

合理的群控方案避免频繁加减机。

一次泵系统比二次泵系统具有明显的节能优势

泵电耗/冷机电耗

5.3.19  两管制水系统的冷、热水循环泵宜分别设置

目的：确保水泵在高效率区运行，减少冬季水泵的运行能耗。

注意：本条文不是绝对的，所以用词为“宜”。如符合下列情况时可以合用：

1 ）冬、夏单台水泵的工作参数与设计要求相同，水泵的工作点都处于高效区。

2 ）冷水泵采用变速控制，冬季不至于导致水泵效率过多下降时。

5.3.21  上送风空调系统宜加大△ts

△ts与节能的关系：

△ts 加大一倍，送风量减少 1/2 左右；

△ts 加大一倍，风系统材料和投资减少40%左右：

△ts 加大一倍，动力消耗减少50%左右。

△ts=4～8℃时，△ts每增加1℃，送风量可减少0%～15%。

在房间高度＞5m的建筑内，△ts的增大是可能的，例如△ts=12℃（ts=14～16℃）。

5.3.22 h≥10m 、V＞10000m ³ 的建筑，宜采用分层空调系统。

思路：缩小空调空间，只保证人员活动空间处于舒适范围，减少非活动空间的空调能耗。

效果：夏季节能（节省冷量）30%左右；

冬季通常并不节能。原因是在浮力的作用下，室内的热空气上浮，聚积至上部空间的缘故。

措施：1、设置室内机械循环系统，将上部的过热空气转移至房间的下部。

2 、设置地面辐射或地板送风供暖系统。

5.3.23  置换通风空调系统

模式：送风以低流速、小温差、低紊流度的方式直接送入活动区的下部，形成送风空气湖，受热后向上浮升，然后从室内排出。

优点：通风效率高、空气龄短、空气品质好、制冷能耗可节省20%～50%（针对高大空间空调，与混合式通风模式相比）。

由于置换通风时的送风温度一般为：18～20℃，所以能更多地利用室外空气进行免费供冷。

注意：（内容见下页）

5.3.23  置换通风节能的途径

1 ）类似于分层空调，减少了空调空间；

2 ）能利用免费供冷的时间更长。

设计时应注意：

1 ）风系统应设计成可变新风比系统。

2 ）由于送风温差小于常规的空调系统，因此送风量会大于常规空调系统；应分析和比较能耗。

3 ）对送风空气先冷却、再加热至18～20℃的做法是不可取的。采用二次回风有利于节能。

5.3.26   限制风系统的作用半径

定义：单位风量耗功率（Ws）的定义是：空调风系统输送单位风量所需要的功耗。

思路：风系统作用半径过大、风管设计不合 理、配件或空气处理设备选用不恰当……等，都会引起风机动力消耗的增加。这时，单位风量耗功率（Ws）也相应增大。

实施要点：

1 ）通过Ws，控制空调系统服务区域的大小；

2 ）风管长度：办公建筑中，长度应＜90m；商场、旅馆建筑中，长度应＜120m。

3 ）空调机房应靠近服务区，缩短风管长度。

4 ）机外余压必须通过计算确定。

5 ）通过空气冷却器的面风速，应保持：υ≤2.5m /s（降低风阻、避免装挡水板）。

6 ）采用高效风机。

7 ）有条件时，采用直驱动的风机。

8 ）控制过滤风速，保持足够的过滤器面积。

9 ）采用低阻过滤器。

10 ）低温送风空调系统，一般需要采用8排的空气冷却器，可按严寒地区预热盘管时的要求，再增加 0.035〔W/（m ³ ? h ^-1 ）〕。

为了能达到真正的节能，必须确保实际的Ws _A 值不偏离设计的Ws _D 值，即 Ws _A = Ws _D ，为此要求设计人员在施工图的设备表中，应注明空调机组采用的风机全压与要求的风机最低总效率。

5.3.27  空调冷、热水系统的输送能效比的限值（ER）

说明：本条文引自《旅游旅馆建筑热工与空气调节节能设计标准》GB50189–93，但将原条文中的“水输送系数”（WTF）改用输送能效比（ER）表示，两者的关系为：ER=1/WTF。

适用条件：

1 ）独立建筑物内的空调冷、热水系统，最远环路总长度在200～500m范围内。

2 ）不适用于采用直燃机为热源的系统（直燃机的热水温差小）。

3 ）多台泵并联系统，在单台泵运行时往往会超流量，在计算式中改用水泵轴功率替代铭牌功率；效率也改用水泵工作点的效率。

实施要点：

1 ）水泵扬程必须通过计算确定。

2 ）大温差供水：△t由5℃提高至7℃，管道沿程阻力的控制与原来的要求相同时，环路总长度可以增加40%，即可适用于700m的环路总长度。

3 ）适当放大管径；当控制管道沿程阻力为原来的70%时，相同于管道长度增加了43%。

4 ）选择工作点效率更高的水泵。

本标准计算控制的水泵效率并不是很高的：冷水泵为70%；热水泵为65%。目前市场上的水泵效率大都可以超过这个值，个别产品巳达到将近89%。

5 ）选择低阻力的空调设备。本标准是依据冷水机组蒸发器的水阻力为7m进行计算的，目前，有些产品的水阻力只有3～4m；因此，是留有空间的。

当环路总长度超过500时，从原则上说，本条文已不适用了；但是，通过以上这些措施，有可能也满足限值要求。

5.3.28  管道绝热厚度

编制原则：满足防结露、防冻（烫）伤和节能要求，但侧重于节能。

基本数据：冷价：70元/GJ（1×106kJ）（电价：每度0.8元；水价：每m ³ 2元）。热价；66元/GJ。

贷款：年分摊率23.74%（还贷年限5年；年利率6%）。

绝热材料及导热系数：

柔性发泡橡塑：λ=0.03375+0.0001375T _m

离心玻璃棉：λ=0.033+0.00023T _m

单价（含绝热材料单价、防潮层、保护层、辅料及人工等）：

柔性发泡橡塑：管壳、板材……3600元/m ³

离心玻璃棉：管壳………………1600元/m ³

板材………………1300元/m ³

环境温度：空调风管夏季：26℃；冬季：20℃；空调水管夏季：29℃；冬季：20℃。

5.4.1  对冷、热源的选择，作了原则性的规定：

1 ）冷热源宜集中设置。

2 ）优先采用集中供热提供的冷热源。

3 ）不具备以上条件时：

有充足的天然气供应的地区，推广采用分布式热电冷联供和燃气空调。

有多种能源如热、电、燃气等的地区，宜采用复合式能源供冷、供热技术。

4 ）有水资源地区，宜采用水（地）源热泵供冷热技术。

对电热锅炉和电热水器（机组）的应用，采取了严格的限制措施

提倡直接应用电热，是一种盲目的、不正常的、错误的导向。（2019年统计显示：火电占82.9%；水电占14.8%；核电占2.3%）

限制电热，并不是禁止电热，只要符合规定条件，仍然可以采用。为VAV空调开了一个口子。

蓄热问题：标准中允许采用蓄热式电锅炉，它有利于移峰填谷，提高发电机组的效率，节省燃料。

强调锅炉在白天用电高峰时段不启动。

5.4.5 对冷水机组的性能系数（能效比）作出了明确的限制

根据：国标《冷水机组能效限定值及能能源效率等级》（GB19577-2015）：

名义制冷工况和规定条件下冷水(热泵)机组的制冷性能系数(COP)：

注意确定能效比时的工况条件（尤其要注意与国外标准之间的差别）

名义工况时的温度条件（GB/T18430.1-2007）

机组名义工况时的蒸发器水侧污垢系数为0.018m ² ·℃／kW，冷凝器水侧污垢系数为0.044m ² ·℃／kW。

综合部分负荷性能系数  IPLV

冷水机组的评价，不能单纯地考核其设计工况条件时的性能，因此，先后提出了能效比（COP）、季节能效比（SEER）、综合部分负荷性能系数（IPLV）……

空调负荷的全年、全天的分布是极不均衡的，满负荷运行的情况，在机组寿命中仅占1%～5%；因此有的机组设计成最高效率区处于部分负荷（50%～90%）时。

实际工程很少是单台配置。多台联合运行时，如何评价？

5.4.8  单元式空调机组的能效比EER

名义制冷工况和规定条件下单元式空气调节机、风管送风式和屋顶式空气调节机组能效比(EER)

5.4.10  规定了空气源热泵冷、热水机组的应用原则

适用对象：划定为夏热冬冷地区白天使用的中、小型公共建筑。

理由：

夏热冬冷地区的室外温度较高，热泵供热时运行效率高。仅白天使用，效率更高。

中、小建筑的空调冷、热负荷较小，机组的供冷、供热量与该地区的空调负荷比较匹配。不会出现一栋楼用十几台甚至十台机组的不合理现象。

供热时间短、需热量少，可按需热量选择机组；夏季不足的冷量，可采用投资少、效率高的水冷式冷水机组补足；既省投资、又省能耗、运行费也能减少。

空气源热泵耗电高、价格贵，但具有供热功能，在不具备集中热源的地区使用比较适合。

寒冷地区应用的注意事项：

具有集中热源的场合不宜采用；

具有燃气源的地区不宜采用；

冬季运行性能系数COP＜1.8时，已失去热泵机组的节能优势，所以不宜采用。

关于多联机：

变制冷剂流量多联分体式机组（简称多联机），使用灵活、便于单独计量，还具有“想开就开、想停就停”的个性化使用优点，受到人们的青睐。但必须对下列问题有正确认识：

1 ）多联机的COP不高，其高效区集中在负荷的30%～70%区间；如用于住宅或旅馆，且采取24h不关机的运行方式，将能取得很好的节能效果（特别在夜间）。

2 ）若用于办公建筑，且集中在白天高负荷时段运行，刚非但不节电，还会添乱给电力负荷高峰火上加油。

3 ）尤其是早晨上班机组启动时，正处于8～11时的电力高峰负荷段，而变频压缩机将以超频启动；这时，其COP值甚至比100%负荷工况还要低。

4 ）多联机的使用方式，对其能否节能以及节能效果有很大影响。

有些企业为了扩大多联机的应用规模，盲目加长冷媒配管，有的产品将作用半径已延伸至100～150m；实际将使机组的COP进一步降低。

随着冷媒管的加长，吸气压力将降低，过热增加。每增加1℃过热，能效比将降低3%；由计算可知：某机型150m管长时的COP只有标准管长（7m）时的68%。由此可见，为了节能，大型公共建筑不应采用多联机。另外，冷媒管长度，不应超过50m（这时COP下降至90%）。

当前国内大多数多联机的COP在2.3～2.9之间，少数先进机型可达到3.3～3.6之间，差别很大，选择时不但要注意比较，还应在设备表中标明。