冷源与热源冷水机组能效限定值及能源效率等级.docx
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冷源与热源冷水机组能效限定值及能源效率等级
冷源与热源冷水机组能效限定值及能源效率等级
4．2冷源与热源
4．2．1建筑能耗占我国能源总消费的比例已达27．6％，在建筑能耗中，暖通空调系统和生活热水系统耗能比例接近60％。
公共建筑中，冷热源的能耗占空调系统能耗40％以上。
当前各种机组、设备类型繁多，电制冷机组、溴化锂吸收式机组及蓄冷蓄热设备等各具特色，地源热泵、蒸发冷却等利用可再生能源或天然冷源的技术应用广泛。
由于使用这些机组和设备时会受到能源、环境、工程状况、使用时间及要求等多种因素的影响和制约，因此应客观全面地对冷热源方案进行技术经济比较分析，以可持续发展的思路确定合理的冷热源方案。
1热源应优先采用废热或工业余热，可变废为宝，节约资源和能耗。
当废热或工业余热的温度较高、经技术经济论证合理时，冷源宜采用吸收式冷水机组，可以利用热源制冷。
2由于可再生能源的利用与室外环境密切相关，从全年使用角度考虑，并不是任何时候都可以满足应用需求的，因此当不能保证时，应设置辅助冷、热源来满足建筑的需求。
3北方地区，发展城镇集中热源是我国北方供暖的基本政策，发展较快，较为普遍。
具有城镇或区域集中热源时，集中式空调系统应优先采用。
4电动压缩式机组具有能效高、技术成熟、系统简单灵活、占地面积小等特点，因此在城市电网夏季供电充足的区域，冷源宜采用电动压缩式机组。
5对于既无城市热网，也没有较充足供电的地区，采用电能制冷会受到较大的限制，如果其地区燃气供应充足的话，采用燃气锅炉、燃气热水机作为空调供热的热源和燃气吸收式冷（温）水机组作为空调冷热源是比较合适的。
6从节能角度来说，应充分考虑能源梯级利用，例如采用热、电、冷联产的方式。
大型热电冷联产是利用热电系统发展供热、供电和供冷为一体的能源综合利用系统。
冬季用热电厂的热源供热，夏季采用溴化锂吸收式制冷机供冷，使热电厂冬夏负荷平衡，高效经济运行。
4．2．2强制性条文。
合理利用能源提高能源的利用率、节约能源是我国的基本国策。
将高品位的电能直接转换为低品位的热能进行供热，一次能源利用率极低。
国家有关强制性标准中早有“不得采用直接电加热的空调设备或系统”的规定。
因此本条规定应理解为除本条第一至第四款所规定的情况外，不得采用直接电供热。
4．2．3强制性条文。
在冬季无加湿用蒸汽源、但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（例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（例如无菌病房等），不采用蒸汽无法实现湿度的精度要求或卫生要求时，才允许采用电极（或电热）式蒸汽加湿器。
4．2．4在电力供应紧张时，电网昼夜负荷差距很大，供电部门采用峰谷电价的方式来平衡电网，在空调系统中采用蓄冷装置可使用户得到很大的经济效益，同时减少夜间电网的损耗，虽然在用户端没有节能，但是在发电及输电环节却节省了大量的能源。
利用建筑物已有消防水池作为蓄冷装置可以减少冷水机组的装机容量，同时减少所对应的电气部分的投资，有很高的经济效益，采用水蓄冷系统时要充分考虑冷却塔夜间噪声问题。
蓄冷放冷过程应采用闭式系统，通过换热器进行热交换，蓄冷装置内水温宜为5℃～12℃。
对系统放冷水温为9℃～14℃。
蓄冷装置内应设布水器，控制和保持水平层流。
4．2．5本条中各款提出的是选择锅炉时应注意的问题，以便能在满足全年变化的热负荷前提下，达到高效节能运行的要求。
1实际运行负荷率不宜低于50％，即指锅炉单台容量不低于设计负荷的50％。
2锅炉低负荷运行时，热效率会有所下降，如果能使锅炉的额定容量与长期运行的实际负荷输出接近，会得到较高的季节热效率。
作为综合建筑的热源往往会长时间在很低的负荷率下运行，由此基于长期热效率原则确定单台锅炉容量很重要，不能简单的等容量选型。
但在保证长期热效率的前提下，又以等容量选型最佳，因为这样投资节约、系统简洁、互备性好。
4．2．6强制性条文。
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》（TSGG0002-2010）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。
4．2．7与蒸汽相比热水作为供热介质的优点早已被实践证明，所以强调尽量以水为锅炉供热介质的理念。
但当蒸汽热负荷比例大，而总热负荷又不很大时，分设蒸汽供热与热水供热系统，往往系统复杂，投资偏高，锅炉选型困难，而且节能效果有限，所以此时统一供热介质，技术经济上往往更合理。
超高层建筑采用蒸汽供暖弊大于利，其优点在于比水供暖所需的管道尺寸小些，换热器经济些，但由于介质温度高，竖向距离长，汽水管道易腐蚀等因素，将带来安全、管理的诸多困难。
4．2．8对于大中型公共建筑，或者全年供冷负荷需求变化幅度较大的建筑，冷水（热泵）机组的台数和容量的选择，应根据冷（热）负荷大小及变化规律而定，单台机组制冷量的大小应合理搭配，当单机容量调节下限的制冷量大于建筑物的最小负荷时，可选1台适合最小负荷的冷水机组，在最小负荷时开启小型制冷系统满足使用要求，这已在许多工程中取得很好的节能效果。
如果每台机组的装机容量相同，此时也可以采用一台变频调速机组的方式。
对于设计冷负荷大于528kW的公共建筑，机组设置不宜少于两台，除可提高安全可靠性外，也可达到经济运行的目的。
因特殊原因仅能设置一台时，应采用可靠性高，部分负荷能效高的机组。
4．2．9强制性条文。
从实际情况来看，在目前几乎所有的舒适性集中空调建筑中，几乎都不存在冷源的总供冷量不够的问题，大部分情况下，所有安装的冷水机组一年中同时满负荷运行的时间从未出现过，甚至一些工程所有机组同时运行的时间也很短或者从未出现过。
这说明相当多的制冷站房的冷水机组总装机容量过大，实际上造成了投资浪费。
同时，由于单台机组装机容量也同时增加，还导致了其在低负荷工况下运行，使能效降低。
因此，对设计的装机容量做出了本条规定。
目前大部分主流厂家的产品，都可以按照设计冷量的需求来提供冷水机组，但也有一些产品采用的是“系列化或规格化”生产。
为了防止冷水机组的装机容量选择过大，本条对总容量进行了限制。
对于一般的舒适性建筑而言，本条规定能够满足使用要求。
对于某些特定的建筑必须设置备用冷水机组时（例如某些工艺要求必须24小时保证供冷的建筑等），其备用冷水机组的容量不统计在本条规定的装机容量之中。
应注意：
本条提到的比值不超过1．1，是一个限制值。
设计人员不应理解为选择设备时的“安全系数”。
4．2．10分布式能源站作为冷热源是应优先考虑使用热电联产产生的废热、工业余热以及其它低品位的热源，综合利用能源，提高能源效率。
尤其是热电联产如果仅仅考虑如何用热，电力只是并网上网，就失去了分布式能源就地发电（Sitegeneration）的意义，其综合能效还不及燃气锅炉，在现行上网电价条件下经济效益也很差。
必须充分发挥电力高品位能源的价值。
采用热泵后综合一次能效理论上可以达到2．0以上，经济效益也可以提高一倍。
4．2．11强制性条文。
4．2．12冷水机组是公共建筑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性。
本次标准修订过程中，通过对国内主要冷水机组生产厂家，不同类型、不同冷量和性能水平的冷水机组在不同城市的销售数据的收集，对冷水机组性能和价格进行分析，确定我国冷水机组的性能模型和价格模型，以此作为分析的基准。
以最优节能方案中冷水机组的节能目标与年收益投资比（SIR）值作为目标，确定冷水机组的性能系数（COP）限值和综合部分负荷性能系数（IPLV）限值。
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全面地体现出冷水机组的真实能效，必须考虑冷水机组在部分负荷运行时的能效。
因此，本次标准修订对冷水机组的满负荷性能系数（COP）以及水冷冷水机组的综合部分负荷性能系数（IPLV）均做出了要求。
本标准增加了对风冷机组和活塞或涡旋式机组的综合部分负荷性能系数（IPLV）的要求。
对于水冷电制冷冷水机组性能的要求和评价指标，美国供暖、制冷与空调工程师学会（ASHRAE）标准ASHARE90．1-2010以COP和IPLV作为评价指标，提供了PathA和PathB两种等效的办法，并给出了相应的限值。
该限值的确定，是美国空调、供热及制冷工业协会（AHRI）根据冷机厂商提供的大量的机组数据，邀请第三方采用EnergyPlus或DOE—2．1e模拟机组分析能耗性能的等效性。
其中PathA以不带变频器的机组作为计算依据，PathB以变频机组作为计算依据，PathB以PathA作为基准进行比较。
通过改变建筑物类型及负荷、地区气候条件、机组台数、冷却塔控制条件和措施，进行了128次模拟计算，根据模拟结果比较分析，最终得出PathA和PathB两种不同限值方法中能够满足要求的COP和IPLV限值。
由于压缩机特点及卸载方式的不同，各厂家生产的不同类型冷水机组的主要容量范围也各不相同，例如离心机以大冷量为主而螺杆机以中小冷量为主。
本次标准修订根据不同制冷量冷水机组的销售数据及性能特点对冷水机组的冷量分级进行了调整。
2006～2011年的销售数据显示，目前市场上的离心式冷水机组主要集中于大冷量，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％，因此在本次标准修订过程中，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，2110kW～5280kW，以及大于5280kW的离心机的销售数据和性能进行了分析，同时参考国内冷水机组的生产情况，冷量大于1163kW的离心机按照冷量范围在1163kW～2110kW，和大于等于2110kW的机组分别作出要求。
水冷活塞／涡旋式冷水机组，冷量主要分布在小于528kW区间，等于528kW～1163kW区间的机组只占到了该类型总销售量的2％左右，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。
表1冷水机组能效限定值及能源效率等级
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，根据机组加频后其满负荷和部分负荷性能的变化特征，对变频机组的COP和IPLV限值要求在定频机组的基础上分别作出调整。
目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。
风冷空调（热泵）热水机组标准中计算机组性能系数时，采用的是名义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，所以应包括风机耗电功率在内。
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，所以不按此表执行。
名义工况应符合《蒸气压缩循环冷水（热泵）机组工商业用和类似用途的冷水（热泵）机组》GB／T18430．1-2007的规定，即：
1使用侧：
冷水出口水温7℃，水流量为0．172m3／（h·kW）；
2热源侧（或放热侧）：
水冷式冷却水进口水温30℃，水流量为0．215m3／（h·kW）；
3蒸发器水侧污垢系数为0．018m2·℃／kW，冷凝器水侧污垢系数0．044m2·℃／kW。
目前我国的冷机设计工况大多为冷凝侧温度为32／37℃，而国标中的名义工况为30／35℃。
很多时候冷水机组样本上只给出了相应的设计工况（非名义况）下的COP和NPLV值，没有统一的评判标准，用户和设计人员很难判断机组性能是否达到相关标准的要求。
因此，为给用户和设计人员提供一个可供参考方法，编制组基于我国冷水机组名义工况下满负荷性能参数及非名义工况下机组满负荷性能参数，拟合出适用于我国离心式冷水机组的设计工况（非名义工况）下的COPn和NPLV限值修正公式供设计人员参考。
水冷离心式冷水机组非名义工况修正可参考以下公式：
式中：
COP——名义工况下离心式冷水（热泵）机组的性能系数；
COPn——设计工况（非名义工况下）离心式冷水（热泵）机组的综合部分负荷性能系数；
IPLV——名义工况下离心式冷水（热泵）机组的综合部分负荷性能系数；
NPIN——设计工况（非名义工况）下离心式冷水（热泵）机组的综合部分负荷性能系数；
LC——冷水（热泵）机组满负荷时冷凝器出口温度（℃）
LE——冷水（热泵）机组满负荷时蒸发器出口温度（℃）
上述调整满负荷COP值和NPLV值的计算方法仅适用于水冷离心式冷水机组。
4．2．13目前，大型公共建筑中，空调系统的能耗占整个建筑能耗的比例约为40％～60％，所以空调系统的节能是建筑节能的关键，而节能设计是空调系统节能的基础条件。
在现有的建筑节能标准中，只对单一空调设备的能效相关参数限值作了规定，例如对一些冷水（热泵）机组制冷性能系数（COP）、单元式机组能效比等，却没有规定整个空调冷源系统的能效水平。
实际上，最终决定空调系统耗电量的是包含空调冷热源、输送系统和空调末端设备的整个空调系统，整体最优才能达到节能的最终目的。
这里，提出引入空调冷源系统综合制冷性能系数（SCOP）这个参数，保证空调冷源部分的节能设计整体最优。
通过对公共建筑集中空调系统的配置及实测能耗数据的调查分析，结果表明：
1在设计阶段，对电冷源综合制冷性能系数（SCOP）进行要求，在一定范围内能有效促进空调系统能效的提升。
SCOP若太低，空调系统的能效必然也低，但实际运行并不是SCOP越高系统能效就一定越好；
2电冷源综合制冷性能系数（SCOP）考虑了机组和输送设备以及冷却塔的匹配性，一定程度上能够督促设计人员在设计选型重视冷源选型时各设备之间的匹配性；但仅从SCOP数值的高低并不能直接判断机组的选型及系统配置是否合理。
3电冷源综合制冷性能系数（SCOP）中没有包含冷水泵的能耗，一方面考虑到标准中对冷水泵已经提出了输送系数指标要求，另一方面由于系统的大小和复杂程度不同，冷水泵的选择变化较大，对SCOP绝对值的影响相对较大，故不包括冷水泵能耗可操作性更强；
4电冷源综合制冷性能系数（SCOP）的计算应注意以下事项：
（1）制冷机的名义制冷量、机组耗电功率应采用名义工况运行条件下的技术参数；当设计与此不一致时，应进行修正；
（2）当设计设备表上缺乏机组耗电功率，只有名义制冷性能系数（COP）数值时，机组耗电功率可通过名义制冷量除以名义性能系数获得；
（3）冷却水流量按冷却水泵的设计流量选取，并应核对其正确性。
由于水泵选取时会考虑富裕系数，因此核对流量时可考率1～1．1的富裕系数；
（4）冷却水泵扬程按设计设备表上的扬程选取；
（5）水泵效率应按设计设备表上水泵效率选取；
（6）名义工况下冷却塔水量是指室外环境湿球温度28℃，进出水塔水温为37％、32％工况下该冷却塔的冷却水流量。
确定冷却塔名义工况下的水量后，可以根据冷却水塔样本查对应风机配置功率；
（7）冷却塔风机配置电功率，按实际参与运行冷却塔的电机配置功率计入；
（8）冷源系统的总耗电量按主机耗电量、冷却水泵耗电量及冷却塔耗电量之和计算；
（9）电冷源综合制冷系数（SCOP）为名义制冷量（KW）与冷源系统的总耗电量（KW）之比；
（10）根据《蒸气压缩循环冷水（热泵）机组工商业用和类似用途的冷水（热泵）机组》GB／T18430．1-2007的规定，风冷机组的制冷性能系数（COP）计算中消耗的总电功率包括了放热侧冷却风机的电功率，因此风冷机组名义工况下的制冷性能系数（COP）值即为综合制冷性能系数（SCOP）值。
（11）本条文适用于采用冷却塔冷却、风冷或蒸发冷却的冷源系统，不适用于通过换热器换热得到的冷却水的冷源系统。
由于在利用地表水或地埋管水作为冷却水时，为了避免水质或水压等各种因素对系统的影响而采用了板式换热器进行系统隔断，这时会增加循环水泵，整个冷源的SCOP就会下降。
同时对于地源热泵系统，机组的运行工况也不同，因此，不适用于本条文规定。
4．2．14冷水机组在相当长的运行时间内处于部分负荷运行状态，为了降低机组部分负荷运行时的能耗，对冷水机组的部分负荷时的性能系数作出要求。
IPLV是对机组4个部分负荷工况条件下性能系数的加权平均值，相应的权重综合考虑了建筑类型、气象条件、建筑负荷分布以及运行时间，是根据4个部分负荷工况的累积负荷百分比得出的。
相对于评价冷水机组满负荷性能的单一指标COP而言，IPLV的提出提供了一个评价冷水机组部分负荷性能的基准和平台，完善了冷水机组性能的评价方法，有助于促进冷水机组生产厂商对冷水机组部分负荷性能的改进，促进冷水机组实际性能水平的提高。
受IPLV的计算方法和检测条件所限，IPLV具有一定适用范围：
1IPLV只能用于评价单台冷水机组在名义工况下的综合部分负荷性能水平；
2IPLV不能用于评价单台冷水机组实际运行工况下的性能水平，不能用于计算单台冷水机组的实际运行能耗；
3IPLV不能用于评价多台冷水机组综合部分负荷性能水平。
目前IPLV在我国的实际工程应用中出现了一些误区，主要体现在以下几个方面：
1对IPLV公式中4个部分负荷工况权重理解存在偏差，认为权重是4个部分负荷对应的运行时间百分比；
2用IPLV计算冷水机组全年能耗，或者用IPLV进行实际项目中冷水机组的能耗分析；
3用IPLV评价多台冷水机组系统中单台或者冷机系统的实际运行能效水平。
IPLV的提出完善了冷水机组性能的评价方法，但是计算冷水机组及整个系统的效率时，仍需要利用实际的气象资料、建筑物的负荷特性、冷水机组的台数及配置、运行时间、辅助设备的性能进行全面分析。
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／T18430．1-2007中标准测试工况为：
蒸发器的出水温度为7℃，冷凝器进水温度为30℃，冷凝器的水流量为0．215m3／h·KW，NPLV表示的是机组在非名义工况（即不同于IPLV规定的工况）下根据标准《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／T18430．1-2007中规定的方法测得的4种部分负荷率条件下的性能系数的加权平均值。
IPLV＝1．2％×A＋32．8％×B＋39．7％×C＋26．3％×D
4．2．15强制性条文。
虽然目前单元机产品标准《单元式空调机组》GB／T17758-2010已经将单元机的能效评价指标改为APF，但国家标准《单元式空气调节机能效限定值及能源效率等级》GB19576-2004仍采用EER指标，并且目前大部分厂家也无法提供其机组的APF值，因此，此次标准修编仍然沿用EER指标。
4．2．16
1空气源热泵的单位制冷量的耗电量较水冷冷水机组大，价格也高，为降低投资成本和运行费用，应选用机组性能系数较高的产品。
此外，先进科学的融霜技术是机组冬季运行的可靠保证。
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，会大大降低机组运行效率，严重时无法运行，为此必须除霜。
除霜的方法有很多，最佳的除霜控制应判断正确，除霜时间短，融霜修正系数高。
近年来各厂家为此都进行了研究，对于不同气候条件采用不同的控制方法。
设计选型时应对此进行了解，比较后确定。
2对于冬季使用时必须考虑机组的经济性和可靠性。
室外温度过低会降低机组制热量；室外空气过于潮湿使得融霜时间过长，同样也会降低机组的有效制热量，因此我们必须计算冬季设计状态下机组的COP，当热泵机组失去节能上的优势时就不宜采用。
这里对于性能上相对较有优势的空气源热泵冷热水机组的COP限定为2．00；对于规格较小、直接膨胀的单元式空调机组限定为1．80。
3空气源热泵的平衡点温度是该机组的有效制热量与建筑物耗热量相等时的室外温度。
当这个温度比建筑物的冬季室外计算温度高时，就必须设置辅助热源。
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，同样应设置辅助热源。
设置辅助热源后，应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应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、供热要求的建筑应优先采用。
机组输入功率包括压缩机电动机、油泵电动机、操作控制电路等的输入总电功率，风冷式还应包括放热侧冷却风机消耗的电功率，蒸发冷却式还应包括水泵和风机消耗的电功率。
4．2．17
1空气源热泵机组的运行效率，很大程度上与室外机与大气的换热条件有关。
考虑主导风向、风压对机组的影响，机组布置时避免产生热岛效应，保证室外机进、排风的通畅，防止进、排风短路是布置室外机时的基本要求。
一般出风口3米内不能有遮挡。
当受位置条件等限制时，应创造条件，避免发生明显的气流短路；如设置排风帽，改变排风方向等方法，必要时可以借助于数值模拟方法辅助气流组织设计。
此外，控制进、排风的气流速度也是有效地避免短路的一种方法；通常机组进风气流速度宜控制在1．5m／s～2．0m／s，排风口的排气速度不宜小于7m／s。
2室外机除了避免自身气流短路外，还应避免其他外部含有热量、腐蚀性物质及油污微粒等排放气体的影响，如厨房油烟排气和其他室外机的排风等。
3室外机运行会对周围环境产生热污染和噪声影响，因此室外机应与周围建筑物保持一定的距离，以保证热量有效扩散和噪声自然衰减。
对周围建筑物产生噪声干扰，应符合国家现行标准《声环境质量标准》GB3096的要求。
4保持室外机换热器清洁可以保证其高效运行，应充分考虑为室外机创造清扫条件。
5不得使用与水平夹角大于15度的百叶遮挡室外机。
4．2．18强制性条文。
1为保证系统安全、稳定、高效运行，设计时，系统的最大管长和最大高差不应超过产品的技术要求。
2多联机空调系统是利用制冷剂（或称：
冷媒）输配能量的，设计系统时应根据系统的制冷量和能效比来确定每个系统的服务区域的大小，设定因管长衰减后的主机能效比（EER）不小于2．8，也体现了对制冷剂连接管合理长度的要求。
本标准相比行业标准《多联机空调系统工程技术规程》JGJ174-2010及国家标准《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》GB50736-2012中的相应条文减少了“当产品技术资料无法满足核算要求时，系统冷媒管等效长度不宜超过70m”的要求。
因为随着多联机行业的不断发展及进步，各厂家均能提供齐全的技术资料，不存在无法核算的情况。
制冷剂连接管越长，多联机系统的能效比损失越大。
设计实践表明，多联机空调系统的连接管等效长度在110m～120m已能满足绝大部分大型建筑室内机、室外机位置设置的要求。
然而，对于一些特殊场合，则有可能超出该等效长度，故采用衰减后的主机制冷能效比（EER）限定值（不小于2．8）来规定制冷剂连接管的最大长度具有科学性，不仅能适应特殊场合的需要，而且有利于产品制造商提升技术。
此外，现行多联机产品标准《多联式空调（热泵）机组》GB18837-2002及能效标准《多联式空调（热泵）机组能效限定值及能源效率等级
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