集中空调冷热风系统风道系统单位风量耗功率限值.docx
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集中空调冷热风系统风道系统单位风量耗功率限值
集中空调冷热风系统风道系统单位风量耗功率限值
4．5集中空调冷热风系统
4．5．1当空气调节区允许较大的送风温差或室内散湿量较大时应采用具有一次回风的全空气定风量空气调节系统。
4．5．2下列全空气调节系统宜采用变风量空气调节系统：
1同一个空调风系统中，各空调区的冷、热负荷差异和变化大，低负荷运行时间较长，且需要分别控制各空调区温度；
2建筑区全年需要送冷风。
4．5．3设计定风量全空气空气调节系统时，宜采取可实现全新风运行或可调新风比的措施，同时设计相应的排风系统。
4．5．4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式计算确定：
式中：
Y——修正后的系统新风最在送风量中的比例；
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——新风比需求最大的房间的新风量（m3／h）；
Vsc——新风比需求最大的房间的送风量（m3／h）。
4．5．5在人员密度相对较大且变化较大的房间，宜根据室内CO2浓度检测值进行新风需求控制，同时排风量也宜适应新风量的变化以保持房间的正压。
4．5．6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。
4．5．7建筑物内存在需要常年供冷的内部区域时，空调系统的设计应符合下列要求：
1应根据室内进深、分隔、朝向、楼层以及围护结构特点等因素，划分建筑物空气调节内、外区；
2内、外区宜分别设置系统或末端装置；并应避免冬季室内冷、热风的混合损失；
3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，有条件时宜采用水环热泵等能够回收余热的空气调节系统；
4当建筑物内区采用全空气系统时，冬季和过渡季应最大限度地采用新风作冷源，冬季不应使用制冷机供应冷水。
4．5．8采用风机盘管加集中新风系统，宜具备可在各季节采用不同新风量的条件。
4．5．9建筑的通风，应符合以下节能原则：
1应优先采用自然通风排除室内的余热、余湿及其它污染物；
2体育馆比赛大厅等人员密集的高大空间，应具备全面使用自然通风的条件；
3当自然通风不能满足室内的通风换气要求时，应设置机械进风系统、机械排风系统或机械进排风系统；
4建筑物内产生大量热湿以及有害物质的部位，应优先采用局部排风，必要时辅以全面排风。
4．5．10设计风机盘管加新风系统时，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。
4．5．11空气过滤器的设计选择应符合下列规定：
1空气过滤器的性能参数应符合国家标准《空气过滤器》GB／T14295的规定；
2宜设置过滤器阻力监测、报警装置，并应具备更换条件；
3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。
4．5．12空气调节风系统不应采用土建风道作为空气调节系统的送风道和输送冷、热处理后的新风送风道。
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。
4．5．13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：
1送风高度小于或等于5m时，送风温差不宜小于5℃；
2送风高度大于5m时，送风温差不宜小于10℃。
4．5．14除特殊情况外，在同一个空气处理系统中，不应同时有加热和冷却过程。
4．5．15当通风系统使用时间较长且运行工况（风量、风压）有较大变化时，通风机宜采用双速或变速风机。
4．5．16符合下列条件之一时，通风设备和风管应采取保温或防冻等措施：
1所输送空气的温度相对环境温度较高或较低，且不允许所输送空气的温度显著升高或降低时；
2需防止空气热回收装置结露（冻结）和热量损失时；
3排出的气体在进入大气前，可能被冷却而形成凝结物堵塞或腐蚀风管时。
4．5．17空调风系统和通风系统的作用半径不宜过大。
风道系统风量大于10，000m3／h时，单位风量耗功率（Ws）应按照下式计算，并不应大于表4．5．17的规定：
式中：
P——空调机组的余压或通风系统风机的风压（Pa）；
ηCD——电机及传动效率（％），ηCD取0．855；
ηF——风机效率（％），按照设计图中标注的效率选择。
表4．5．17风道系统单位风量耗功率限值[W／（m3／h）]
4．5．18设有集中排风的空调系统经技术经济比较合理时，宜设置空气-空气能量回收装置。
采用空气热回收装置时，应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，当出现结霜或结露现象时，应采取预热等保温防冻措施。
4．5．19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。
4．5．20空调冷热水管的绝热厚度，应按《设备及管道保冷设计导则》GB／T15586中的经济厚度和防表面结露厚度的方法计算，建筑物内空调水管的绝热厚度亦可参照本标准附录G选用。
4．5．21空调风管绝热材料的最小热阻应大于或等于表4．5．21的规定。
表4．5．21空调风管绝热材料的最小热阻
4．5．22风管道绝热层最小厚度应按表4．5．22选用。
表4．5．22空调风管的绝热层最小厚度
注：
1设备绝热层厚度，可参照本表进行选用。
4．5集中空调冷热风系统
4．5．1全空气空调系统具有除湿能力强的特点；一次回风系统控制简单，相对于二次回风系统投资低；变风量系统的缺点之一就是：
变风量调节时，控制参数是室内温度，室内温度变化与相对湿度变化往往不同步，温度易于达到要求而相对湿度不容易，散湿量大时更是如此。
4．5．2变风量空调系统具有控制灵活、节能等特点，它能根据空调区负荷的变化，自动改变送风量；随着系统送风量的减少，风机的输送能耗相应减少。
当全年内区需要送冷风时，还可以通过直接采用低温全新风冷却的方式来节能。
4．5．3空调系统设计时不仅要考虑到设计工况，而且应考虑全年运行模式。
在过渡季，空调系统采用全新风或增大新风比运行，都可以有效地改善空调区内空气的品质，大量节省空气处理所消耗的能量，应该大力推广应用。
但要实现全新风运行，设计时必须认真考虑新风取风口和新风管所需的截面积，妥善安排好排风出路，并应确保室内必须保持的正压值。
应明确的是：
“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，其确定的依据是通过室内、外空气参数的比较而定的。
由于空调系统全年运行过程中，室外参数总是处于一个不断变化的动态过程之中，即使是夏天，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），因此，不要将“过渡季”只理解为一年中自然的春、秋季节。
在条件合适的地区应充分利用全空气空调系统的优势，尽可能利用室外自然冷源，最大限度地利用新风降温，提高室内空气品质和人员的舒适度，降低能耗。
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、温差法、固定焓法、焓差法等。
从理论分析，采用焓差法的节能性最好，然而该方法需要同时检测温度和湿度，且湿度传感器误差大，故障率高，需要经常维护，数年来在国内、外的实施效果不够理想。
而固定温度和温差法，在工程中实施最为简单方便。
因此，对变新风比控制方法不做限定。
4．5．4新风的用途是：
稀释室内有害物质浓度，满足人的卫生要求和保持室内正压。
CO2的允许浓度日平均值为0．1％；设计除了应采用“人员所需设计最小新风量”指标以外，应合理确定室内的计算人员密度。
新风量不仅关系到人体健康，且与能耗、初投资和运行费用密切相关。
《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》GB50736-2012中的“人员所需设计最小新风量”指标，引自有关卫生标准，一般不应随意减少，但也不应随意提高。
本条文多房间全空气空调系统新风量的计算系参考美国供暖制冷空调工程师学会标准ASHRAE62“VentilationforAccepta-bleIndoorAirQuality”中第6章的内容。
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，这将导致系统新风比过大，浪费能源。
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，系统的新风比最小，因此本条规定可以节约空调风系统的能耗。
举例说明式（4．5．4-1～4）的用法：
假定一个全空气空调系统为下表中的几个房间送风：
计算案例
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，则须按该会议室的新风比设计空调风系统。
其需要的总新风量变成：
13560×33％＝4475（m3／h），比实际需要的新风量（2672m3／h）增加了67％。
在上面的例子中，Vot＝未知；Vst＝13560m3／h；Von＝2672m3／h；Voc＝1700m3／h；Vsc＝5100m3／h。
因此可以计算得到：
4．5．5二氧化碳并不是污染物，但可以作为评价室内空气品质的指标，国家标准《室内空气质量标准》GB／T18883对室内二氧化碳的含量进行了规定。
当房间内人员密度变化较大时，如果一直按照设计的较大的人员密度供应新风，将浪费较多的新风处理用冷、热量。
我国有的建筑已采用了新风需求控制。
要注意的是，如果只变新风量、不变排风量，有可能造成部分时间室内负压，反而增加能耗，因此排风量也应适应新风量的变化以保持房间的正压。
在技术允许条件下，CO2浓度检测与VAV变风量系统相结合，同时满足各个区域新风与室内温度要求。
4．5．6采用人工冷、热源进行预冷或预热运行时新风系统应能关闭，其目的在于减少处理新风的冷、热负荷，节省能量消耗；在夏季的夜间或室外温度较低的时段，直接采用室外温度较低的空气对建筑进行预冷，是节省能耗的一个有效方法，应该推广应用。
4．5．7大中型公共建筑的内区在冬季和过渡季温度过高，热舒适性差是普遍现象。
内、外区无明确的室内进深尺寸界线，应根据外围护结构对室内热环境的多种影响因素进行划分。
建筑物外区和内区的负荷特性不同，特别是冬季内、外区对空凋的需求存在很大的差异，因此宜分别设计和配置空调系统。
这样，不仅可以方便运行管理，获得最佳的空调效果，而且还可以避免冷热抵消，节约能源。
水环热泵空调系统可以实现建筑物内部的冷、热量转移，由于利用了建筑内区的发热量，从而减少了建筑的供热量需求，是一种节能的空调系统形式。
但其运行节能的必要条件是冬季建筑内区具有较为稳定、可观的余热。
4．5．9
1在室外空气状态适宜的条件下，加强通风换气可不需要对进入室内的空气进行冷却处理就可以消除室内余热余湿，缩短需要冷却处理的空调新风系统的使用时间，节省能源；
2人员密集的高大空间的建筑设计，应使房间具备全面自然通风条件，以减少能源消耗。
同时，人员密集的空间因为内部热量较大，也具备形成热压作用的条件；
3机械通风系统可以分为：
只送不排（室内为正压）、只排不送（室内为负压）和又送又排（室内压力取决于送排风量），应根据房间的卫生状况和正负压要求等条件确定。
4局部排风中的热湿负荷以及有害物质浓度大于全面排风，相同的风量可以获得更好的通风换气效果。
4．5．10如果新风经过风机盘管后送出，风机盘管的运行与否对新风量的变化有较大影响，易造成浪费或新风不足。
4．5．11粗、中效空气过滤器的参数引自国家标准《空气过滤器》GB／T14295-2008。
1粗效过滤器的初阻力小于或等于50Pa（粒径大于或等于2．0μm，效率不大于50％且不小于20％）；终阻力小于或等于100Pa。
2中效过滤器的初阻力小于或等于80Pa（粒径大于或等于0．5μm，效率小于70％且不小于20％）；终阻力小于或等于160Pa。
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，因此其过滤器应能满足全新风运行的需要。
4．5．12在现有的许多空调工程设计中，由于种种原因一些工程采用了土建风道（指用砖、混凝土、石膏板等材料构成的风道）。
从实际调查结果来看，这种方式带来了相当多的隐患，其中最突出的问题就是漏风严重，而且由于大部分是隐蔽工程无法检查，导致系统调试不能正常进行，处理过的空气无法送到设计要求的地点，能量浪费严重。
因此作出较严格的规定。
在工程设计中，也会因受条件限制或为了结合建筑的需求，存在一些用砖、混凝土、石膏板等材料构成的土建风道、回风竖井的情况；此外，在一些下送风方式（如剧场等）的设计中，为了管道的连接及与室内设计配合，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。
因此本条文对这些情况不作严格限制。
同时由于混凝土等墙体的蓄热量大，没有绝热层的土建风道会吸收大量的送风能量，会严重影响空调效果，因此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。
4．5．13空调系统的送风温度通常应以h-d图的计算为准。
对于湿度要求不高的的舒适性空调而言，降低一些湿度要求，加大送风温差，可以达到很好的节能效果。
送风温差加大一倍，送风量可减少一半左右，风系统的材料消耗和投资相应可减少40％左右，动力消耗则下降50％左右。
送风温差在4℃～8℃之间时，每增加1℃，送风量约可减少10％～15％。
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，温差减小，可形成较舒适环境，该气流组织形式有利于大温差送风。
由此可见，采用上送风气流组织形式空调系统时，夏季的送风温差可以适当加大。
采用置换通风方式时，由于要求的送风温差较小，故不受本条文限制。
4．5．14在空气处理过程中，同时有冷却和加热过程出现，肯定是既不经济，也不节能的，设计中应尽量避免。
对于夏季具有高温高湿特征的地区来说，若仅用冷却过程处理，有时会使相对湿度超出设定值，如果时间不长，一般是可以允许的；如果对相对湿度的要求很严格，则宜采用二次回风或淋水旁通等措施，尽量减少加热用量。
但对于一些散湿量较大、热湿比很小的房间等特殊情况，如室内游泳池等，冷却后再热可能是需要的方式之一。
对于置换通风方式，由于要求送风温差较小，当采用一次回风系统时，如果系统的热湿比较小，有可能会使处理后的送风温度过低，若采用再加热显然不利于充分利用置换通风方式所带来的节能的优点。
因此，置换通风方式适用于热湿比较大的空调系统，或者可采用二次回风的处理方式。
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。
4．5．15随着工艺需求和气候等因素的变化，建筑对通风量的要求也随之改变。
系统风量的变化会引起系统阻力更大的变化。
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，为节省系统运行费用，宜考虑采用双速或变速风机。
通常对于要求不高的系统，为节省投资，可采用双速风机，但要对双速风机的工况与系统的工况变化进行校核。
对于要求较高的系统，宜采用变速风机。
采用变速风机的系统节能性更加显著。
采用变速风机的通风系统应配备合理的控制。
4．5．16通风设备和风管的保温、防冻具有一定的技术经济意义，有时还是系统安全运行的必要条件。
例如，某些降温用的局部送风系统和兼作热风供暖的送风系统，如果通风机和风管不保温，不仅冷热耗量大、不经济，而且会因冷热损失使系统内所输送的空气温度显著升高或降低，从而达不到既定的室内参数要求。
又如，锅炉烟气等可能被冷却而形成凝结物堵塞或腐蚀风管。
寒冷地区的空气热回收装置，如果不采取保温、防冻措施，冬季就可能因冻结而不能发挥应有的作用。
4．5．17在执行过程中，本标准上一版本中风机的单位耗功率的要求发现对于总效率ηt和风机全压方面存在一定的问题：
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。
因此进行修改。
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，设计师应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。
从原标准实施至今，我国的机电产品行业已经取得了较大的进步，风机效率和电机效率得到了较大的提升。
本次修改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Ws限值。
在计算过程中，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。
设计师应在设计图中表明风机的风压（对于普通的机械通风系统）或机组余压（对于空调风系统）P，以及对风机效率ηF的最低限值要求。
这样即可用上述公式来计算实际设计系统的Ws，并和表4．5．17对照来评判是否达到了本条文的要求。
4．5．18空气能量回收过去习惯称为空气热回收。
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，为有效地减少新风冷热负荷，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，用来预热和预冷新风，可以产生显著的节能效益。
国家标准《空气-空气能量回收装置》GB／T21087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，同时规定了内部漏风率和外部漏风率指标。
由于热回收原理和结构特点的不同，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。
当排风中污染物浓度较大或污染物种类对人体有害时，在不能保证污染物不泄漏到新风送风中时，空气热回收装置不应采用转轮式或板翅式空气热回收装置。
在进行空气能量回收系统的技术经济比较时，应充分考虑气象条件、能量回收的使用时间等因素。
在满足节能标准的前提下，如果系统的回收期过长，则不应采用能量回收系统。
常用的空气热回收装置性能和适用对象参见表4．5．18。
表4．5．18常用的空气热回收装置性能和适用对象
4．5．19采用双向换气装置，让新风与排风在装置中进行显热或全热交换，可以从排出空气中回收50％以上的热量和冷量，有较大的节能效果，因此应该提倡。
人员长期停留的房间一般是指连续使用超过3h的房间。
当安装带热回收功能的双向换气装置时，应注意：
1热回收装置的进、排风入口过滤器应便于清洗；
2风机停止使用时，新风进口、排风出口设置的密封风阀应同时关闭，以保证管道气密性。
4．5．20本条文为空调冷热水管道绝热计算的基本原则。
对于天津地区的气候条件而言，满足了经济厚度，也就同时满足了防结露厚度，一般情况无需验算。
每100m冷水管的平均温升可控制在0．06℃以内；每100m热水管的平均温降也控制在0．12℃以内，相当于一个500m长的供回水管路，控制管内介质的温升不超过0．3℃（或温降不超过0．6℃），也就是不超过常用的供、回水温差的6％左右。
如果实际管道超过500米，设计人员应按照空调管道（或管网）能量损失不大于6％的原则，通过计算采用更好（或更厚）的保温材料以保证达到减少管道冷（热）损失的效果。
4．5．21风管表面积比水管道表面积大得多，其管壁传热引起的冷热量的损失十分可观，往往会占空调送风冷量的5％以上，因此空调风管的绝热是节能工作中非常重要的一项内容。
由于离心玻璃棉是目前空调风管绝热最常用的材料，因此这里将它作为制定空调风管绝热最小热阻时的计算材料。
按国家玻璃棉标准，离心玻璃棉属2b号，密度在32kg／m3～48kg／m3时，70℃时的导热系数≤0．046W／（m·K），一般空调风管绝热材料使用的平均温度为20℃，可以推算得到20℃时的导热系数为0．0377W／（m·K）。
按管内温度15℃时，计算经济厚度为28mm，计算热阻是0．74（m2·K／W）；低温空调风管管内温度按5℃计算，得到导热系数为0．0366W／（m·K），计算经济厚度为39mm，计算热阻是1．08（m2·K／W）。
如果离心玻璃棉导热系数性能好的话，导热系数可以达到0．033和0．031，厚度为24mm和33mm。
4．5．22本表参考了上海市工程建设规范《公共建筑节能设计标准》中表4．5．1的有关数据。
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