公共建筑节能设计标准DB13J课件.ppt

1、公共建筑节能设计标准DB13(J)81-2016供暖通风与空气调节主要内容解析2017年10月17日主要内容 4.1 一般规定 8条，强制性条文1条 4.2 冷源与热源 24条，强制性条文2条 4.3 供暖、空调冷热水输配系统 11条，4.4 通风及空调风系统 17条，4.5 末端系统 5条，4.6 监测、控制与计量 12条，强制性条文1条本章合计77项条文，强制性条文4条4.1 一般规定 4.1.1 公共建筑的施工图设计阶段，必须进行热负荷计算和逐项逐时的冷负荷计算。（强制性条文）比国家标准公共建筑节能设计标准GB50189-2015强制性条文第4.1.1条更加严格。结合民用建筑供暖通风与空

2、气调节设计规范GB 50736-2012中强制性条文5.2.1条和7.2.1条的规定，明确所有公共建筑施工图设计时都要进行负荷计算。为防止有些设计人员错误地利用设计手册中供方案设计或初步设计时估算用的单位建筑面积冷、热负荷指标，直接作为施工图设计阶段确定空调的冷、热负荷的依据，特规定此条为强制要求。避免出现装机容量偏大、管道直径偏大、水泵配置偏大、末端设备偏大的“四大”现象。公共建筑由于其体量较大，估算的数值会相差更多，因此必须进行热负荷和逐项逐时的冷负荷计算，作为设备选型及管道计算的依据。热负荷、空调冷负荷的计算应符合国家标准民用建筑供暖通风与空气调节设计规范GB 50736-2012的有关

3、规定。对于仅安装房间空气调节器的房间，不做空调施工图设计，所以不需进行逐项逐时的冷负荷计算。4.1 一般规定 4.1.2 供暖和空调的室内设计计算温、湿度及新风量取值应符合现行国家标准民用建筑供暖通风与空气调节设计规范GB50736的有关规定。室内设计计算温度取值标准的高低，与能耗密切相关。在供热工况下，室内计算温度每降低1，能耗可减少510左右；在供冷工况下，室内计算温度每升高1，能耗可减少810左右。对集中供暖系统的室内计算温度基于节能的原则，建议采用1820。对舒适性空调的室内计算参数，按照表1采用。空调系统新风量形成的新风负荷在空调负荷中的比重一般高达20%40%，对于人员密度高的建筑

4、物，新风能耗通常更高。设计过程中不宜随意提高新风量。4.1 一般规定 4.1.3 公共建筑的供暖方式应根据建筑等级、供暖期天数、能源消耗量和运行费用等因素，经技术经济综合分析比较后确定。对于严寒地区设置空气调节系统的公共建筑，不宜采用热风末端作为唯一的供暖方式。我省气候分区包括严寒C区和寒冷A、B地区，各区公共建筑的冬季供暖问题涉及到很多因素，例如：在供暖期较长的严寒及寒冷地区不论在降低能耗或节省运行费用方面，还是提高室内舒适度，兼顾值班供暖等方面，通常采用热水集中供暖系统更为合理。对于严寒地区设置空气调节系统的公共建筑，在非使用时间内，当利用房间蓄热量不能满足室内温度保持在0以上，应结合实际

5、工程通过具体的分析比较、优选后确定是否另设置热水集中供暖系统。4.1 一般规定 4.1.4 冷热媒温度的选取应符合现行国家标准民用建筑供暖通风与空气调节设计规范GB50736的有关规定。在经济技术合理时，冷媒温度宜高于常用设计温度，热媒温度宜低于常用设计温度。提倡低温供暖、高温供冷的目的：一是提高冷热源效率，二是可以充分利用天然冷热源和低品位热源，尤其在利用可再生能源的系统中优势更为明显，三是可以与辐射末端等新型末端配合使用，提高房间舒适度。本条实施的一个重要前提是分析系统设计的技术经济性。例如，对于集中供暖系统，使用锅炉作为热源的供暖系统采用低温供暖不一定能达到节能的目的；单纯提高冰蓄冷系统

6、供水温度不一定合理，需要考虑投资和节能的综合效益。此外，低温供热或高温供冷通常会导致投资的增加，因而在方案选择阶段进行经济技术比较后确定热媒温度是十分必要的。4.1 一般规定 4.1.5 当利用通风可以排除室内的余热、余湿或其他污染物时，宜采用自然通风、机械通风或复合通风的通风方式。建筑通风被认为是消除室内空气污染、降低建筑能耗的最有效的手段。当采用通风可以满足消除余热余湿要求时，应优先使用通风措施，可以大大降低空气处理的能耗。自然通风主要通过合理适度地改变建筑形式，利用热压和风压作用形成有组织气流，满足室内通风要求、减少能耗。复合通风系统与传统通风系统相比，最主要的区别在于通过智能化的控制与

7、管理，在满足室内空气品质和热舒适的前提下，使一天的不同时刻或一年的不同季节交替或联合运行自然或机械通风系统以实现节能。4.1 一般规定 4.1.6 符合下列情况之一时，宜采用分散设置的空调装置或系统：1 全年所需供冷、供暖时间短或采用集中供冷、供暖系统不经济；2 需设空气调节的房间布置分散；3 设有集中供冷、供暖系统的建筑中，使用时间和要求不同的房间；4 需增设空调系统，而难以设置机房和管道的既有公共建筑。分散设置的空调装置或系统包括为单一房间服务的水环热泵系统或多联机空调系统。从目前情况看：建议可以以全年供冷运行季节时间3个月（非累积小时）和年供暖运行季节时间2个月，来作为上述的时间分界线。

8、当然，在有条件时，还可以采用全年负荷计算与分析方法，或者通过供冷与供暖的“度日数”等方法，通过经济分析来确定。分散设置的空调系统，虽然设备安装容量下的能效比低于集中设置的冷（热）水机组或供热、换热设备，但其使用灵活多变，可适应多种用途、小范围的用户需求。同时，由于它具有容易实现分户计量的优点，能对行为节能起到促进作用。对于既有建筑增设空调系统时，如果设置集中空调系统，在机房、管道设置方面存在较大的困难时，分散设置空调系统也是一个比较好的选择。4.1 一般规定 4.1.7 采用温湿度独立控制空调系统时，应符合下列要求：1 应根据气候特点，经技术经济分析论证，确定高温冷源的制备方式和新风除湿方式；

9、2 宜考虑全年对天然冷源和可再生能源的应用措施；3 不宜采用再热空气处理方式温湿度独立控制空调系统的设计，需注意解决好以下问题：1 高温冷源的制备方式和新风除湿方式1）人工制取高温冷水、高温冷媒系统、蒸发冷却等方式或天然冷源（如地表水、地下水等），都可作为温湿度独立控制系统的高温冷源。2）我省张北、沽源地区的夏季新风处理方式可采用蒸发冷却进行降温处理；我省其他地区夏季新风处理方式可采用冷却除湿、溶液除湿、固体除湿等新风处理方式进行降温除湿处理。2 考虑全年运行工况，充分利用天然冷源和可再生能源。由于全年室外空气参数的变化，设计采用人工冷源的系统，在过渡季节也可直接应用天然冷源或可再生能源等低品

10、位能源。例如：夏季末端仅需1618的高温冷源供水，当室外空气设计露点温度较低时，应采用间接蒸发冷水机组制取冷水吸收显热，或可通过土壤源换热器、高温冷水机组等高效制冷方式制备高温冷水。在条件允许的情况下，宜利用蒸发冷却、天然冷源等制备冷水，以达到节能的目的。3 不宜采用再热方式。无论再热是否利用的废热，但会造成冷量的浪费。4.1 一般规定 4.1.8 使用时间不同的空气调节区不应划分在同一个定风量全空气风系统中。温度、湿度等要求不同的空气调节区不宜划分在同一个空气调节风系统中。温、湿度要求不同的空调区不应划分在同一个空调风系统中是空调风系统设计的一个基本要求，这也是多数设计人员都能够理解和考虑到

11、的。但在实际工程设计中，一些设计人员有时忽视了不同空调区在使用时间等要求上的区别，出现把使用时间不同的空气调节区划分在同一个定风量全空气风系统中的情况，不仅给运行与调节造成困难，同时也增大了能耗，为此强调应根据使用要求来划分空调风系统。小结：1 1、强制要求施工图阶段的负荷计算，给出室内参数及计算规定；、强制要求施工图阶段的负荷计算，给出室内参数及计算规定；2 2、供暖方式选择通过技术经济比较分析后确定，注意严寒地区；、供暖方式选择通过技术经济比较分析后确定，注意严寒地区；3 3、合理确定冷热媒温度；、合理确定冷热媒温度；4 4、适用于通风、分散式空调、温湿度独立控制系统、空调系统分区的、适用

12、于通风、分散式空调、温湿度独立控制系统、空调系统分区的要求；要求；要点：暖通系统节能的理念充分现在设计方案中要点：暖通系统节能的理念充分现在设计方案中4.2 冷源与热源 4.2.1 供暖空调冷源与热源应根据建筑规模、用途、建设地点的能源条件、结构、价格以及国家节能减排和环保政策的相关规定，通过综合论证确定，并应符合下列规定：冷源与热源包括冷热水机组、建筑内的锅炉和换热设备、蒸发冷却机组、多联机、蓄能设备等。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

13、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。4.2 冷源与热源 1 有可供利用的废热或工业余热的区域，热源宜采用废热或工业余热。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。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，可以利用废热或工业余热制冷。2 在技术经济合理的情况下，冷、热

14、源宜利用浅层地能、太阳能、风能等可再生能源。当采用可再生能源受到气候等原因的限制无法保证时，应设置辅助冷、热源。面对全球气候变化，节能减排和发展低碳经济成为各国共识。地源热泵系统、太阳能热水器等可再生能源技术应用的市场发展迅猛，应用广泛。但是，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。4.2 冷源与热源 3 不具备本条第1、2款的条件，但有城市或区域热网的地区，集中式空调系统及供暖系统的供热热源宜优先采用城市或区域热网。发展城镇集中热源是我省供暖的基本政策，发展较快，较为普遍。具有城镇或

15、区域集中热源时，集中式空调系统及供暖系统应优先采用。4 不具备本条第1、2款的条件，但城市电网夏季供电充足的地区，空调系统的冷源宜采用电动压缩式机组。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 不具备本条第1款第4款的条件，但城市燃气供应充足的地区，宜采用燃气锅炉、燃气热水机供热或燃气吸收式冷（温）水机组供冷、供热。对于既无城市热网，也没有较充足的城市供电的地区，采用电能制冷会受到较大的限制，如果其城市燃气供应充足的话，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）水机组作为空调冷源是比较合

16、适的。4.2 冷源与热源 6 不具备本条第1款5款条件的地区，可采用燃煤锅炉、燃油锅炉供热，蒸汽吸收式冷水机组或燃油吸收式冷（温）水机组供冷、供热。既无城市热网，也无燃气供应的地区，集中空调系统只能采用燃煤或者燃油来提供空调热源和冷源。采用燃油时，可以采用燃油吸收式冷（温）水机组。采用燃煤时，则只能通过设置吸收式冷水机组来提供空调冷源。这种方式应用时，需要综合考虑燃油的价格和当地环保要求。7 夏季室外空气设计露点温度较低的地区，宜采用间接蒸发冷却冷水机组作为空调系统的冷源。在高温干燥地区，可通过蒸发冷却方式直接提供用于空调系统的冷水，减少了人工制冷的能耗，符合条件的地区应优先推广采用。通常来说

17、，当室外空气的露点温度低于15时，采用间接式蒸发冷却方式，可以得到接近16的空调冷水来作为空调系统的冷源。直接水冷式系统包括水冷式蒸发冷却、冷却塔冷却、蒸发冷凝等。4.2 冷源与热源 8 天然气供应充足的地区，当建筑的电力负荷、热负荷和冷负荷能较好匹配、能充分发挥冷、热、电联产系统的能源综合利用效率且经济技术比较合理时，宜采用分布式燃气冷热电三联供系统。从节能角度来说，能源应充分考虑梯级利用，例如，采用热、电、冷联产的方式。中华人民共和国节约能源法明确提出：“推广热电联产，集中供热，提高热电机组的利用率，发展热能梯级利用技术，热、电、冷联产技术和热、电、煤气三联供技术，提高热能综合利用率。”大

18、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 冷源与热源 9 全年进行空气调节，且各房间或区域负荷特性相差较大，需要长时间地向建筑同时供热和供冷，经技术经济比较合理时，宜采用水环热泵空调系统供冷、供热。水环热泵空调系统是用水环路将小型的水/空气热泵机组并联在一起，构成一个以回收建筑物内部余热为主要特点的热泵供暖、供冷的空调系统。1）实现建筑内部冷、热转移；2）可独立计量；3）运行调节比较方便，在需要长时间向建筑同时供热和供冷时，能够减少建筑外提供的供热量而节能。但由于水

19、环热泵系统的初投资相对较大，且因为分散设置后每个压缩机的安装容量较小，使得COP 值相对较低，从而导致整个建筑空调系统的电气安装容量相对较大，因此，在设计选用时，需要进行较细的分析。从能耗上看，只有当冬季建筑物内存在明显可观的冷负荷时，才具有较好的节能效果。4.2 冷源与热源 10 在执行分时电价、峰谷电价差较大的地区，经技术经济比较，采用低谷电能够明显起到对电网“削峰填谷”和节省运行费用时，宜采用蓄能系统供冷、供热。蓄能系统的合理使用，能够明显提高城市或区域电网的供电效率，优化供电系统，转移电力高峰，平衡电网负荷。同时，在分时电价较为合理的地区，也能为用户节省全年运行电费。为充分利用现有电力

20、资源，鼓励夜间使用低谷电，我省各地区电力部门制订了峰谷电价差政策。11 有天然地表水等资源可供利用、或者有可利用的浅层地下水且能保证100%回灌，并得到相关主管部门的批准时，可采用地表水或地下水地源热泵系统供冷、供热。热泵系统属于国家大力提倡的可再生能源的应用范围，有条件时应积极推广。当天然水可以有效利用或浅层地下水能够确保100%回灌时，也可以采用地表水或地下水源地源热泵系统，有效利用可再生能源。但是在干旱缺水或地下水受到严格限制的地区，不应采用这种方式。4.2 冷源与热源 12 全年进行空气调节，且不具备第11款的条件，经技术经济比较合理时，可采用土壤源地源热泵系统供冷、供热。当采用土壤源

21、地源热泵系统时，应进行全年供暖空调动态负荷计算，并根据计算结果采用增设辅助冷（热）源，或采取与其他冷热源系统联合运行的方式保证土壤的冷热平衡。当采用土壤源地源热泵系统时，应进行全年供暖空调动态负荷计算，最小计算周期宜为1年，且土壤源地源热泵系统总释热量和总吸热量宜基本平衡。当二者相差较大时，应根据计算结果采用增设辅助冷（热）源，或采取与其他冷热源系统联合运行的方式，这是土壤源地源热泵系统持续稳定运行的必要保证。4.2 冷源与热源 13 具有多种能源的地区，可采用复合式能源供冷、供热。由于可供空气调节的冷热源形式越来越多，节能减排的形势要求出现了多种能源形式向一个空调系统供能的状况，实现能源的梯

22、级利用、综合利用、集成利用。当具有电、城市供热、天然气、城市煤气等多种人工能源以及多种可能利用的天然能源形式时，可采用几种能源合理搭配作为空调冷热源。如“电+气”、“电+蒸汽”等。实际上很多工程都通过技术经济比较后采用了复合能源方式，降低了投资和运行费用，取得了较好的经济效益。城市的能源结构若是几种共存，空调也可适应城市的多元化能源结构，用能源的峰谷季节差价进行设备选型，提高能源的一次能效，使用户得到实惠。4.2 冷源与热源 4.2.2 除符合下列条件之一外，不得采用电直接加热设备作为供暖热源：1 电力供应充足，且电力需求侧管理鼓励用电时；2 无城市或区域集中供热，采用燃气、煤、油等燃料受到环

23、保或消防限制，且无法利用热泵提供供暖热源的建筑；3 以供冷为主、供暖负荷非常小，且无法利用热泵或其他方式提供供暖热源的建筑；4 以供冷为主、供暖负荷小，无法利用热泵或其他方式提供供暖热源，但可以利用低谷电进行蓄热、且电锅炉不在用电高峰和平段时间启用的空调系统；5 利用可再生能源发电，且其发电量能满足自身电加热用电量需求的建筑。4.2 冷源与热源 4.2.3 除符合下列条件之一外，不得采用电直接加热设备作为空气加湿热源：1 电力供应充足，且电力需求侧管理鼓励用电时；2 利用可再生能源发电，且其发电量能满足自身加湿用电量需求的建筑；3 冬季无加湿用蒸汽源，且冬季室内相对湿度控制精度要求高的建筑。与

24、国家标准公共建筑节能设计标准GB50189-2015强制性条文第4.2.2条、第4.2.3条等同。财政部 住房城乡建设部 环境保护部 国家能源局关于开展中央财政支持北方地区冬季清洁取暖试点工作的通知 财建2017238号：试点城市应因地制宜，多措并举，重点针对城区及城郊，积极带动农村地区，从“热源侧”和“用户侧”两方面实施清洁取暖改造，一是加快热源端清洁化改造，重点围绕解决散煤燃烧问题，按照“集中为主，分散为辅”、“宜气则气，宜电则电”原则，推进燃煤供暖设施清洁化改造，推广热泵、燃气锅炉、电锅炉、分散式电（燃气）等取暖，因地制宜推广地热能、空气热能、太阳能、生物质能等可再生能源分布式、多能互补

25、应用的新型取暖模式。4.2 冷源与热源 4.2.4 锅炉供暖设计应符合下列规定：1 单台锅炉的设计容量应以保证其具有长时间较高运行效率的原则确定，实际运行负荷率不宜低于50%；2 在保证锅炉具有长时间较高运行效率的前提下，各台锅炉的容量宜相等；3 当供暖系统的设计回水水温小于或等于50时，宜采用冷凝式锅炉。1 负荷率不低于50%即锅炉单台容量不低于其设计负荷的50%。2 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高的原则确定单台锅炉容量很重要，不能简单地等容量选型。但在保证较高的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。3 冷凝式

26、锅炉即在传统锅炉的基础上加设冷凝式热交换受热面，将排烟温度降到4050，使烟气中的水蒸气冷凝下来并释放潜热，可以使热效率提高到100%以上（以低位发热量计算），通常比非冷凝式锅炉的热效率至少提高10%12%。燃料为天然气时，烟气的露点温度一般在55左右，所以当系统回水温度低于50，采用冷凝式锅炉可实现节能。4.2 冷源与热源 4.2.5 在名义工况和规定条件下，锅炉的热效率不应低于表4.2.5的数值。表4.2.5 锅炉额定工况下热效率（%）锅炉类型及锅炉类型及燃料种类燃料种类锅炉额定蒸发量锅炉额定蒸发量D（t/h）或者额定热功率）或者额定热功率Q（MW）D1或或Q0.71D2或或0.7Q1.4

27、2D6或或1.4Q4.26D8或或4.2Q5.68D20或或5.620或或Q14层状燃层状燃烧锅炉烧锅炉III类烟煤烟煤7881838485抛煤机抛煤机链条炉链条炉排锅炉排锅炉III类烟煤烟煤8586流化床流化床燃烧锅炉燃烧锅炉III类烟煤烟煤87燃油燃气锅炉燃油燃气锅炉9092强制性条文，比国家标准公共建筑节能设计标准GB 50189-2015强制性条文第4.2.5条更加严格。参照工业锅炉能效限定值及能源效率等级GB24500-2009中节能评价值暨能源效率等级2级，提高了锅炉的热效率限值。表4.2.5为经整理得出锅炉额定工况下热效率节能评价值。4.2 冷源与热源 4.2.6 除下列情况外，

28、不应采用蒸汽锅炉作为热源：1 厨房、洗衣、高温消毒以及工艺性湿度控制等必须采用蒸汽的热负荷；2 蒸汽热负荷在总热负荷中的比例大于70%且总热负荷不大于1.4MW。与蒸汽相比，热水作为供热介质的优势早已被实践证明，所以强调优先以水为锅炉供热介质的理念。但当蒸汽热负荷比例大，而总热负荷不大时，分设蒸汽供热与热水供热系统，往往导致系统复杂、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，换热器经济性更好，但由于介质温度高，竖向长距离输送，汽水管道易腐蚀等因素，会带来安全、管理的诸多困难。4.2

29、冷源与热源 4.2.7 集中空调系统的冷水（热泵）机组台数及单机制冷量（制热量）选择，应能适应负荷全年变化规律，满足季节及部分负荷要求。机组不宜少于两台，且同类型机组不宜超过4台；当小型工程仅设一台时，应选调节性能优良的机型，并能满足建筑最低负荷的要求 在大中型公共建筑中，或者对于全年供冷负荷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确定，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，可选一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，这种配置方案已在许多工程中取得很好的节能效果。如果每台机

30、组的装机容量相同，此时也可以采用一台或多台变频调速机组的方式。对于设计冷负荷大于528kW 以上的公共建筑，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，应选用可靠性高，部分负荷能效高的机组。4.2 冷源与热源 4.2.8 电动压缩式冷水机组的总装机容量，应按本标准第4.1.1条的规定计算的空调冷负荷值直接选定，不得另作附加。在设计条件下，当机组的规格不符合计算冷负荷的要求时，所选择机组的总装机容量与计算冷负荷的比值不得大于1.1。与国家标准公共建筑节能设计标准GB50189-2015强制性条文第4.2.8条等效。目前大部分主流厂家的产品，都可以

31、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 冷源与热源 4.2.9 采用分布式能源站作为冷热源时，宜采用由自身发电驱动、以热电联产产生的废热为低位热源的热泵系统。分布式能源站作为冷热源时，需优先考虑使用热电联

32、产产生的废热，综合利用能源，提高能源利用效率。热电联产如果仅考虑如何用热，而电力只是并网上网，就失去了分布式能源就地发电（Site generation）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，必须充分发挥自身产生电力的高品位能源价值。采用热泵后综合一次能效理论上可以达到2.0以上，经济收益也可提高1倍左右。4.2 冷源与热源 4.2.10 采用电机驱动的蒸气压缩循环冷水（热泵）机组时，其在名义制冷工况和规定条件下的性能系数(COP)应符合下列规定：1 水冷定频机组及风冷或蒸发冷却机组的性能系数(COP)不应低于表4.2.10的数值；2 水冷变频离心式机组的性能系

33、数(COP)不应低于表4.2.10中数值的0.93倍；3 水冷变频螺杆式机组的性能系数(COP)不应低于表4.2.10中数值的0.95倍。表4.2.10 冷水(热泵)机组的制冷性能系数(COP)类型名义制冷量CC(kW)性能系数COP(W/W)严寒C区寒冷地区水冷活塞式/涡旋式CC5284.10螺杆式CC5284.70528CC11635.005.10CC11635.305.50离心式CC11635.005.201163CC21105.405.50CC21105.705.80风冷或蒸发冷却活塞式/涡旋式CC502.60CC502.80螺杆式CC502.702.80CC502.903.004.2

34、 冷源与热源 冷水机组能效限定值及能源效率等级GB 19577-2015中的能源效率等级指标。与国家标准公共建筑节能设计标准GB 50189-2015强制性条文第4.2.10条等效。根据我省气候分区整理列表。另外，在计算电机驱动的蒸气压缩循环冷水（热泵）机组的性能系数(COP)时，应注意以下几点：1 风冷机组消耗功率应包括散热风机消耗的功率。2 蒸发冷却式机组计算性能系数(COP)时，机组消耗的功率应包括放热侧水泵和风机消耗的电功率。类型名义制冷量CC(kW)能效等级l23（COP）W/W（IPLV）W/W（COP）W/W（IPLV）W/W（COP）W/W（IPLV）W/W风冷式或蒸发冷却式C

35、C503.203.803.003.602.502.80CC503404.003.203.702.702.90水冷式CC5285.607.205.306.304.205.1052811636.308.105.807.605.205.904.2 冷源与热源 4.2.11 电机驱动的蒸气压缩循环冷水（热泵）机组的综合部分负荷性能系数(IPLV)应符合下列规定：1 综合部分负荷性能系数(IPLV)计算方法应符合本标准第4.2.13条的规定；2 水冷定频机组的综合部分负荷性能系数(IPLV)不应低于表4.2.11的数值；3 水冷变频离心式冷水机组的综合部分负荷性能系数(IPLV)不应低于表4.2.11中

36、水冷离心式冷水机组限值的1.30倍；4 水冷变频螺杆式冷水机组的综合部分负荷性能系数(IPLV)不应低于表4.2.11中水冷螺杆式冷水机组限值的1.15倍。表4.2.11 冷水(热泵)机组的制冷性能系数(IPLV)类型名义制冷量CC(kW)综合部分负荷性能系数IPLV严寒C区寒冷地区水冷活塞式/涡旋式CC5284.90螺杆式CC5285.45528CC11635.755.85CC11635.956.20离心式CC11635.155.351163CC21105.505.60CC21105.956.10风冷或蒸发冷却活塞式/涡旋式CC503.10CC503.35螺杆式CC502.903.00CC5

37、03.103.204.2 冷源与热源 4.2.12 空调系统的电冷源综合制冷性能系数（SCOP）不应低于表4.2.12的数值。对多台冷水机组、冷却水泵和冷却塔组成的冷水系统，应将实际参与运行的所有设备的名义制冷量和耗电功率综合统计计算，当机组类型不同时，其限值应按冷量加权的方式确定。表4.2.12 电冷源综合制冷性能系数（SCOP）类型名义制冷量CC(kW)综合制冷性能系数SCOP(W/W)严寒C区寒冷地区水冷活塞式/涡旋式CC5283.33.3螺杆式CC5283.63.6528CC11634.04.0CC11634.14.4离心式CC11634.04.11163CC21104.24.4CC2

38、1104.54.54.2 冷源与热源电冷源综合制冷性能系数（SCOP）可按下列方法计算：电冷源综合制冷性能系数（SCOP）中没有包含冷水泵的能耗。电冷源综合制冷性能系数（SCOP）的计算应注意以下事项：1 电冷源综合制冷性能系数（SCOP）为名义制冷量（kW）与冷源系统的总耗电量（kW）之比。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。2 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。3 冷却水泵的耗电量，按冷却水泵设计工况下的参数。4 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。5 根据现行国家

39、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/T 18430.1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）值即为其综合制冷性能系数（SCOP）值。6 不适用于通过换热器换热得到的冷却水的冷源系统、地源热泵系统。4.2 冷源与热源 4.2.13 电机驱动的蒸气压缩循环冷水（热泵）机组的综合部分负荷性能系数(IPLV)应按下式计算：IPLV=1.2%A+32.8%B+39.7%C+26.3%D（4.2.13）A 100负荷时的性能系数(W/W)，冷却水进水温度30

40、/冷凝器进气干球温度35；B 75负荷时的性能系数(W/W)，冷却水进水温度26/冷凝器进气干球温度31.5；C 50负荷时的性能系数(W/W)，冷却水进水温度23/冷凝器进气干球温度28；D 25负荷时的性能系数(W/W)，冷却水进水温度19/冷凝器进气干球温度24.5。4.2 冷源与热源受IPLV的计算方法和检测条件所限，IPLV具有一定适用范围：1 IPLV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；2 IPLV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；3 IPLV不能用于评价多台冷水机组综合部分负荷性能水平。IPLV在实际

41、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。4.2 冷源与热源 4.2.14 采用名义制冷量大于7.1kW、电机驱动的单元式空气调节机、风管送风式和屋顶式空

42、气调节机组时，其在名义制冷工况和规定条件下的能效比(EER)不应低于表4.2.14的数值。表4.2.14 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)类型名义制冷量CC（kW）能效比EER（W/W）严寒C区寒冷地区风冷不接风管7.1C14.02.702.75CC14.02.652.70接风管7.1CC14.02.502.55CC14.02.452.50水冷不接风管7.1CC14.03.453.50CC14.03.303.35接风管7.1CC14.03.103.20CC14.03.003.104.2 冷源与热源 与国家标准公共建筑节能设计标准GB 50189-2015强制性条

43、文第4.2.14条等效。现行国家标准单元式空气调节机GB/T17758已经开始采用制冷季节能效比SEER、全年性能系数APF作为单元机的能效评价指标，但目前大部分厂家尚无法提供其机组的SEER、APF值，现行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仍采用EER指标，因此，本标准仍然沿用EER指标。EER为名义制冷工况下，制冷量与消耗的电量的比值，名义制冷工况应符合现行国家标准单元式空调机组GB/T17758的有关规定。4.2 冷源与热源 4.2.15 当采用分散式房间空调器进行空调和（或）供暖时，宜选择符合房间空气调节器能效限定值及能源效率等级GB 12021.3和转速可

44、控型房间空气调节器能效限定值及能源效率等级GB 21455中规定的节能型产品（即能源效率等级2级及以上）。采用分散式房间空调器进行空调和（或）供暖时，设备一般由用户自行采购，本条的目的是推荐用户购买能效比高的产品。4.2 冷源与热源 4.2.16 空气源热泵机组的设计应符合下列规定：1 具有先进可靠的融霜控制，融霜时间总和不应超过运行周期时间的20；2 冬季设计工况下，冷热风机组性能系数（COP）不应小于1.8，冷热水机组性能系数（COP）不应小于2.0；3 冬季寒冷、潮湿的地区，当室外设计温度低于当地平衡点温度时，或当室内温度稳定性有较高要求时，应设置辅助热源；4 对于同时供冷、供暖的建筑，

45、宜选用热回收式热泵机组。空气源热泵机组的选型原则。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。4.2 冷源与热源 2 对于冬季寒冷、潮湿的地区使用时必须考虑机组的经济性和

46、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，因此设计师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应采用。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2.0；对于规格较小、直接膨胀的单元式空调机组限定为1.8。冬季设计工况下的机组性能系数应为冬季室外空调或供暖计算温度条件下，达到设计需求参数时的机组供热量（W）与机组输入功率（W）的比值。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。当这个温度高于建筑物的冬季室外计算温度时，就必须设置辅助热源。空气源热泵机组在融霜时机

47、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。4.2 冷源与热源 4.2.17 空气源、风冷、蒸发冷却式冷水（热泵）式机组室外机的设置，应符合下列规定：1 应确保进风与排风通畅，在排出空气与吸入空气之间不发生明显的气流短路；2 应避免污浊气流

48、的影响；3 噪声和排热应符合周围环境要求；4 便于对室外机的换热器进行清扫。空气源热泵或风冷制冷机组室外机设置要求。1 空气源热泵机组的运行效率，很大程度上与室外机的换热条件有关。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，一般出风口方向3m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。2 室外机除了避免自身气流短路外，还应避免含有热量、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污染，因此室外机应与周

49、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。室外机的噪声应符合现行国家标准声环境质量标准GB 3096 的要求。4 保持室外机换热器清洁可以保证其高效运行，因此为清扫室外机创造条件很有必要。4.2 冷源与热源4.2.18 采用多联式空调（热泵）机组时，其在名义制冷工况和规定条件下的制冷综合性能系数IPLV（C）不应低于表4.2.18数值。表4.2.18多联式空调（热泵）机组制冷综合性能系数IPLV（C）名义制冷量CC（kW）制冷综合性能系数IPLV（C）严寒C区寒冷地区CC283.853.9028CC843.803.85CC843.703.75与国家标准公共建筑节能设计标准GB

50、50189-2015强制性条文第4.2.17条等效。根据我省气候分区整理列表。表4.2.18定的制冷综合性能指标限值均高于现行国家标准多联式空调（热泵）机组能效限定值及能源效率等级GB21454中多联式空调（热泵）机组的一级能效要求。4.2 冷源与热源 4.2.19 除具有热回收功能型或低温热泵型多联机系统外，多联机空调系统的制冷剂连接管等效长度应满足对应制冷工况下满负荷时的能效比（EER）不低于2.8的要求。根据技术资料，当R410A系统的制冷剂连接管实际长度为90m100m或等效长度在110m120m时，满负荷时的制冷能效比（EER）下降13%17%，制冷综合性能系数IPLV(C)下降10