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GB 50189-2005 公共建筑节能设计标准(宣贯)


公共建筑节能设计标准
(GB 50189 – 2005)

“采暖、通风和空气调节节能设计” 条文简介

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/(m2.a)〕
季 节 室内温度 ℃ 新风负荷 其 它 总 计 总 节 能 率(%) 夏 季 24 26 28 19.8 14.6 10.5 冬

22
28.0 5.7 33.7

季 20 18 18.7 11.6 4.4 23.1 3.4 15.0

22.2 19.8 16.1 42.0 34.4 26.6

0

18 36.6

0

31.6 55.5

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%。
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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): Lo = RP PD + Rb A RP-每人所需最小新风量,L/s; P-室内人数; D-变化系数; Rb-单位面积最小新风量,L/ (s.m2); A-建筑面积,m2。
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公建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0.1 Olf。 ? 若每人的最小总新风量低于7.5m3/s (27m3/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-Lo/η
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?







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. CO2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 62-2001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: 20m3/h.p×600p=12000m3/h ,而不是取: 1000p×20m3/h.p=20000m3/h
?

5.2
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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
支管平衡阀

主管平衡阀

立管平衡阀

3)自动平衡阀的 典型设计排布原则
自动平衡阀(Automatic Balancing Valve),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-acting differen-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

a. 稳定立管间的压差

b. 稳定支路间的压差

c. 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。

电动平衡二通阀的外形

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。

?

动态平衡电动调节阀的调节特性

动态平衡电动平衡调节阀排布

5.2.8 耗电输热比 HER
(以后要求在施工图中标注出HER值)
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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,m3/h; ? Vst-总送风量,m3/h; ? Von-系统中所有房间的新风量之和, m3/h; ? 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。
?

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(m2)时,该房间的空调冷负荷指标为:

qc = Qc-Qh /A;则外区面积为: A e = Qh / q c 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。

▲ 回收的能量十分可观,显热能效比: COPh = △Q / △N △Q-回收的能量,W; △N-热回收消耗的能量,W。
季节 能源 COPh 冬季(△t=12℃) 矿物能供热 电热 4.54 15.13 夏季(△t=8℃)

5.3.14 建筑排风热回收

1.68

▲ 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。

一次泵定流量水系统

Ts2 TR1 Ts1

TR2

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

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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
?

一 次泵系统的配置和设计 和要求
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
?

一次泵定流量系统的加机原理

一次泵定流量系统的加机原理

二次泵变流量系统

Ts2 TR1 Ts1

TR2

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
?

二次泵变流量系统 的 配 置 和 设 计 和 要 求
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
?

二次泵变流量系统 的 配 置 和 设 计 和 要 求
?

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。

二次泵变流量系统 的 配 置 和 设 计 和 要 求
?

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典型配置

Ts2 TR1 Ts1

TR2

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。


?

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
?

%剩余 ?

? %RLA(运行机组) 运行机组台数? 1

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
一次泵系统 宝辰饭店 20.41% 华都宾馆 23.81% 贵 宾 楼 25.11% 和平宾馆 36.55% 国际饭店 33.96% 二次泵系统 亮马河大厦 55.02% 新世纪饭店 40.01% 香 山 饭 店 53.54% 长 城 饭 店 50.00% 西 苑 饭 店 34.02% 长富宫中心 50.59% 民 族 饭 店 30.71% 45%





28%

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 10%~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>10000m3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。

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

置换通风空调系统

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≤2.5 m /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/(m3 ? h-1)〕。 为了能达到真正的节能,必须确保实际的WsA 值不偏离设计的WsD值,即 WsA = WsD ,

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》GB 50189 – 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 7 m 进行计算的,目 前,有些产品的水阻力只有3~4 m;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m32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+0.0001375Tm 离心玻璃棉:λ=0.033+0.00023Tm 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/m3 离心玻璃棉:管壳………………1600 元/m3 板材………………1300 元/m3 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。(2003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》
(GB19577-2004)。
机 组 类 型 风冷或蒸 发冷却式 水 冷 式 额定制冷量 CC(kW ) CC≤50 50<CC CC≤528 528<CC≤1163 1163<CC 能 1 3.20 3.40 5.00 5.50 6.10 效 2 3.00 3.20 4.70 5.10 5.60 等 级 (COP W/W) 3 4 5 2.80 3.00 4.40 4.70 5.10 2.60 2.80 4.10 4.30 4,60 2.40 2.60 3.80 4.00 4.20

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 风冷或 蒸发冷却 活塞式/涡旋式 螺杆式

本条文的制定原则
1)配合我国“能效识别制度”的的实施,能 效等级划分的依据是:一是拉开档次,鼓励 先进;二是兼顾国情,以及对市场产生的影 响;三是逐步与国际接轨。 2)能效等级共分五个等级: 1级 企业努力攀登的目标。 2级 节能型产品的门槛。 3、4级 代表我国的平均水平。 5级 属于未来淘汰的产品。

目前我国国内的实际情况
1)到2005年3月29日为止,已有12家企业512个 型号产品获得节能产品认证书。 2)目前市场上主流厂商的离心机产品,已全部 达到2级与1级之间。 总的情况是,大型、水冷机组多数符合标准 要求。 3)相对而言,小型、风冷机组有相当一部分产 品不满足要求,特别是活塞式压缩机冷水机组, 选用时要慎重。

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 /T 18430.1-2001)
项 目 使用侧 冷热水
进口 出口 水温 水温

水冷式

热源侧(放热侧) 风冷式 蒸发冷却
干球 湿球 温度 湿度

进口 出口 干球 湿球 水温 水温 温度 温度

制 冷 热 泵 制 热

12 40

7 45

30 15

35 7

35 7

- 6

- -

24 -

使用侧和水冷式热源侧的污垢系数为0.0086m2.℃/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
?国标GB 19576-2004颁布了《单元式空气调节机能效 限定值及能源效率等级》
类 型 风 冷 不接风管 接风管 水冷 不接风管 接风管 能效等级(EER)(W/W) 1 2 3 4 5 3.2 3.0 2.8 2.6 2.4 2.9 2.7 2.5 2.3 2.1 3.6 3.4 3.2 3.0 2.8 3.3 3.1 2.9 2.7 2.5

?本条文对名义制冷量>7100W(电驱动)单元式空调 机组、风管机和屋顶空调机规定了EER限值。限值 等值于4级。

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。
?

介绍到此结束。



谢!


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