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    民用建筑供暖通風與空氣調節設計規范

    點擊目錄可直接跳轉到相應章節 加入收藏 規范號GB 50736-2012

    目 錄

     

    1、總則

    2、術 語

    3、室內空氣設計參數

    4、室外設計計算參數

    5、供 暖

    6、 通 風

    7、空氣調節

    8、冷源與熱源

    9、檢測與監控

    10、消聲與隔振

    11、絕熱與防腐

    附錄A  室外空氣計算參數

    附錄B  室外空氣計算溫度簡化方法

    附錄C  夏季太陽總輻射照度

    附錄D  夏季透過標準窗玻璃的太陽輻射照度

    附錄E  夏季空氣調節大氣透明度分布圖

    附錄F  加熱由門窗縫隙滲入室內的冷空氣的耗熱量

    附錄G  滲透冷空氣量的朝向修正系數n值

    附錄H  夏季空凋冷負荷簡化計算方法計算系數表

    附錄J   蓄冰裝置容量與雙工況制冷機的空調標準制冷量

    附錄K  設備與管道最小保溫、保冷厚度及冷凝水管防結露厚度選用表

    本規范用詞說明

    引用標準名錄

    1 總 則

    1.0.1 為了在民用建筑供暖通風與空氣調節設計中貫徹執行國家技術經濟政策,合理利用資源和節約能源,保護環境,促進先進技術應用,保證健康舒適的工作和生活環境,制定本規范。

    1.0.2 本規范適用于新建、改建和擴建的民用建筑的供暖、通風與空氣調節設計,不適用于有特殊用途、特殊凈化與防護要求的建筑物以及臨時性建筑物的設計。

    1.0.3 供暖、通風與空氣調節設計方案,應根據建筑物的用途與功能、使用要求、冷熱負荷特點、環境條件以及能源狀況等,結合國家有關安全、節能、環保、衛生等政策、方針,通過經濟技術比較確定。在設計中應優先采用新技術、新工藝、新設備、新材料。

    1.0.4 在供暖、通風與空氣調節設計中,對有可能造成人體傷害的設備及管道,必須采取安全防護措施。

    1.0.5 在供暖、通風與空調系統設計中,應設有設備、管道及配件所必需的安裝、操作和維修的空間,或在建筑設計時預留安裝維修用的孔洞。對于大型設備及管道應提供運輸和吊裝的條件或設置運輸通道和起吊設施。

    1.0.6 在供暖、通風與空氣調節設計中,應根據現有國家抗震設防等級要求,考慮防震或其他防護措施。

    1.0.7 供暖、通風與空氣調節設計應考慮施工、調試及驗收的要求。當設計對施工、調試及驗收有特殊要求時,應在設計文件中加以說明。

    1.0.8 民用建筑供暖、通風與空氣調節的設計,除應符合本規范的規定外,尚應符合國家現行有關標準的規定。

     

    2.0.1 預計平均熱感覺指數(PMV) predicted mean vote
        PMV指數是以人體熱平衡的基本方程式以及心理生理學主觀熱感覺的等級為出發點,考慮了人體熱舒適感諸多有關因素的全面評價指標。PMV指數表明群體對于(+3~-3)七個等級熱感覺投票的平均指數。

    2.0.2 預計不滿意者的百分數(PPD) predicted percent of dissatisfied
        PPD指數為預計處于熱環境中的群體對于熱環境不滿意的投票平均值。PPD指數可預計群體中感覺過暖或過涼“根據七級熱感覺投票表示熱(+3),溫暖(+2),涼(-2),或冷(-3)”的人的百分數。

    2.0.3 供暖 heating
        用人工方法通過消耗一定能源向室內供給熱量,使室內保持生活或工作所需溫度的技術、裝備、服務的總稱。供暖系統由熱媒制備(熱源)、熱媒輸送和熱媒利用(散熱設備)三個主要部分組成。

    2.0.4 集中供暖 central heating
        熱源和散熱設備分別設置,用熱媒管道相連接,由熱源向多個熱用戶供給熱量的供暖系統,又稱為集中供暖系統。

    2.0.5 值班供暖 standby heating
        在非工作時間或中斷使用的時間內,為使建筑物保持最低室溫要求而設置的供暖。

    2.0.6 毛細管網輻射系統 capillary mat radiant system
        輻射末端采用細小管道,加工成并聯的網柵,直接鋪設于地面、頂棚或墻面的一種熱水輻射供暖供冷系統。

    2.0.7 熱量結算點 heat settlement site
        供熱方和用熱方之間通過熱量表計量的熱量值直接進行貿易結算的位置。

    2.0.8 置換通風 displacement ventilation
        空氣以低風速、小溫差的狀態送入人員活動區下部,在送風及室內熱源形成的上升氣流的共同作用下,將熱濁空氣頂升至頂部排出的一種機械通風方式。

    2.0.9 復合通風系統 hybrid ventilation system
        在滿足熱舒適和室內空氣質量的前提下,自然通風和機械通風交替或聯合運行的通風系統。

    2.0.10 空調區 air-conditioned zone
        保持空氣參數在設定范圍之內的空氣調節區域。

    2.0.11 分層空調 stratified air conditioning
        特指僅使高大空間下部工作區域的空氣參數滿足設計要求的空氣調節方式。

    2.0.12 多聯機空調系統 multi-connected split air conditioning systerm
        一臺(組)空氣(水)源制冷或熱泵機組配置多臺室內機,通過改變制冷劑流量適應各房間負荷變化的直接膨脹式空調系統。

    2.0.13 低溫送風空調系統 cold air distribution system
        送風溫度不高于10℃的全空氣空調系統。

    2.0.14 溫度濕度獨立控制空調系統 temperature & humidity independent processed air conditioning system
        由相互獨立的兩套系統分別控制空調區的溫度和濕度的空調系統,空調區的全部顯熱負荷由干工況室內末端設備承擔,空調區的全部散濕量由經除濕處理的干空氣承擔。

    2.0.15 空氣分布特性指標(ADPI) air diffusion performance index
        舒適性空調中用來評價人的舒適性的指標,系指人員活動區內測點總數中符合要求測點所占的百分比。

    2.0.16 工藝性空調 industrial air conditioning system
        指以滿足設備工藝要求為主,室內人員舒適感為輔的具有較高溫度、濕度、潔凈度等級要求的空調系統。

    2.0.17 熱泵 heat pump
        利用驅動能使能量從低位熱源流向高位熱源的裝置。

    2.0.18 空氣源熱泵 air-source heat pump
        以空氣為低位熱源的熱泵。通常有空氣/空氣熱泵、空氣/水熱泵等形式。

    2.0.19 地源熱泵系統 ground-source heat pump system
        以巖土體、地下水或地表水為低溫熱源,由水源熱泵機組、地熱能交換系統、建筑物內系統組成的供熱供冷系統。根據地熱能交換系統形式的不同,地源熱泵系統分為地埋管地源熱泵系統、地下水地源熱泵系統和地表水地源熱泵系統。

    2.0.20 水環熱泵空調系統 water-loop heat pump air conditioning system
        水/空氣熱泵的一種應用方式。通過水環路將眾多的水/空氣熱泵機組并聯成一個以回收建筑物余熱為主要特征的空調系統。

    2. 0.21 分區兩管制空調水系統 zoning two-pipe chilled water system
        按建筑物空調區域的負荷特性將空調水路分為冷水和冷熱水合用的兩種兩管制系統。需全年供冷水區域的末端設備只供應冷水,其余區域末端設備根據季節轉換,供應冷水或熱水。

    2.0.22 定流量一級泵空調冷水系統 constant flow distribution with primary pump chilled water system
        空調末端無水路調節閥或設水路分流三通調節閥的一級泵系統,簡稱定流量一級泵系統。

    2.0.23 變流量一級泵空調冷水系統 variable flow distribution with primary pump chilled water system
        空調末端設水路兩通調節閥的一級泵系統,包括冷水機組定流量、冷水機組變流量兩種形式,簡稱變流量一級泵系統。

    2.0.24 耗電輸冷(熱)比 [EC(H)R] electricity consumption to transferred cooling(beat)quantity ratio
        設計工況下,空調冷熱水系統循環水泵總功耗(kW)與設計冷(熱)負荷(kW)的比值。

    2.0. 25 蓄冷-釋冷周期 period of charge and discharge
        蓄冷系統經一個蓄冷-釋冷循環所運行的時間。

    2.0.26 全負荷蓄冷 full cool storage
        蓄冷裝置承擔設計周期內電力平、峰段的全部空調負荷。

    2.0.27 部分負荷蓄冷 partial cool storage
        蓄冷裝置只承擔設計周期內電力平、峰段的部分空調負荷。

    2.0.28 區域供冷系統 district cooling system
        在一個建筑群中設置集中的制冷站制備空調冷水,再通過輸送管道,向各建筑物供給冷量的系統。

    2.0.29 耗電輸熱比(EHR)electricity consumption to transferred heat quantity ratio
        設計工況下,集中供暖系統循環水泵總功耗(kW)與設計熱負荷(kW)的比值。

     

    3.0.1 供暖室內設計溫度應符合下列規定:
          1 嚴寒和寒冷地區主要房間應采用18℃~24℃;
          2 夏熱冬冷地區主要房間宜采用16℃~22℃;
          3 設置值班供暖房間不應低于5℃。

    3.0.2 舒適性空調室內設計參數應符合以下規定:
          1 人員長期逗留區域空調室內設計參數應符合表3.0.2的規定:

    表3.0.2.jpg


          2 人員短期逗留區域空調供冷工況室內設計參數宜比長期逗留區域提高1℃~2℃,供熱工況宜降低1℃~2℃。短期逗留區域供冷工況風速不宜大于0.5m/s,供熱工況風速不宜大于0. 3m/s。

    3.0.3 工藝性空調室內設計溫度、相對濕度及其允許波動范圍,應根據工藝需要及健康要求確定。人員活動區的風速,供熱工況時,不宜大于0.3m/s;供冷工況時,宜采用0.2m/s~0.5m/s。

    3.0.4 供暖與空調的室內熱舒適性應按現行國家標準《中等熱環境 PMV和PPD指數的測定及熱舒適條件的規定》GB/T 18049的有關規定執行,采用預計平均熱感覺指數(PMV)和預計不滿意者的百分數(PPD)評價,熱舒適度等級劃分應按表3.0.4采用。

    表3.0.4.jpg

     

    3.0.5 輻射供暖室內設計溫度宜降低2℃;輻射供冷室內設計溫度宜提高0.5℃~1.5℃。

    3.0.6 設計最小新風量應符合下列規定:
          1 公共建筑主要房間每人所需最小新風量應符合表3.0.6-1規定。

    表3.0.6-1.jpg

          2 設置新風系統的居住建筑和醫院建筑,所需最小新風量宜按換氣次數法確定。居住建筑換氣次數宜符合表3.0.6-2規定,醫院建筑換氣次數宜符合表3.0.6-3規定。

    表3.0.6-2.3.jpg


          3 高密人群建筑每人所需最小新風量應按人員密度確定,且應符合表3.0.6-4規定。

    表3.0.6-4.jpg


    4 室外設計計算參數

    4.1 室外空氣計算參數

    4.1.1 主要城市的室外空氣計算參數應按本規范附錄A采用。對于附錄A未列入的城市,應按本節的規定進行計算確定,若基本觀測數據不滿足本節要求,其冬夏兩季室外計算溫度,也可按本規范附錄B所列的簡化方法確定。

    4.1.2 供暖室外計算溫度應采用歷年平均不保證5天的日平均溫度。

    4.1.3 冬季通風室外計算溫度,應采用累年最冷月平均溫度。

    4.1.4 冬季空調室外計算溫度,應采用歷年平均不保證1天的日平均溫度。

    4.1.5 冬季空調室外計算相對濕度,應采用累年最冷月平均相對濕度。

    4.1.6 夏季空調室外計算干球溫度,應采用歷年平均不保證50小時的干球溫度。

    4.1.7 夏季空調室外計算濕球溫度,應采用歷年平均不保證50小時的濕球溫度。

    4.1. 8 夏季通風室外計算溫度,應采用歷年最熱月14時的月平均溫度的平均值。

    4.1.9 夏季通風室外計算相對濕度,應采用歷年最熱月14時的月平均相對濕度的平均值。

    4.1.10 夏季空調室外計算日平均溫度,應采用歷年平均不保證5天的日平均溫度。

    4.1.11 夏季空調室外計算逐時溫度,可按下式確定:

    表4.1.11-1.jpg

    表4.1.11.jpg

     4.1.12 當室內溫濕度必須全年保證時,應另行確定空調室外計算參數。僅在部分時間工作的空調系統,可根據實際情況選擇室外計算參數。

    4. 1.13 冬季室外平均風速,應采用累年最冷3個月各月平均風速的平均值;冬季室外最多風向的平均風速,應采用累年最冷3個月最多風向(靜風除外)的各月平均風速的平均值;夏季室外平均風速,應采用累年最熱3個月各月平均風速的平均值。

     

    4.1.14 冬季最多風向及其頻率,應采用累年最冷3個月的最多風向及其平均頻率;夏季最多風向及其頻率,應采用累年最熱3個月的最多風向及其平均頻率;年最多風向及其頻率,應采用累年最多風向及其平均頻率。

     

    4.1.15 冬季室外大氣壓力,應采用累年最冷3個月各月平均大氣壓力的平均值;夏季室外大氣壓力,應采用累年最熱3個月各月平均大氣壓力的平均值。


    4.1.16 冬季日照百分率,應采用累年最冷3個月各月平均日照百分率的平均值。


    4.1.17 設計計算用供暖期天數,應按累年日平均溫度穩定低于或等于供暖室外臨界溫度的總日數確定。一般民用建筑供暖室外臨界溫度宜采用5℃。

     

    4.1.18 室外計算參數的統計年份宜取30年。不足30年者,也可按實有年份采用,但不得少于10年。

     

    4.1. 19 山區的室外氣象參數應根據就地的調查、實測并與地理和氣候條件相似的鄰近臺站的氣象資料進行比較確定。

    4.2 夏季太陽輻射照度

    4.2.1 夏季太陽輻射照度應根據當地的地理緯度、大氣透明度和大氣壓力,按7月21日的太陽赤緯計算確定。

    4.2.2 建筑物各朝向垂直面與水平面的太陽總輻射照度可按本規范附錄C采用。

    4.2.3 透過建筑物各朝向垂直面與水平面標準窗玻璃的太陽直接輻射照度和散射輻射照度,可按本規范附錄D采用。

    4.2.4 采用本規范附錄C和附錄D時,當地的大氣透明度等級,應根據本規范附錄E及夏季大氣壓力,并按表4.2.4確定。

     表4.2.4.jpg

    5 供 暖


    5.1 一般規定

     

    5.1.1 供暖方式應根據建筑物規模,所在地區氣象條件、能源狀況及政策、節能環保和生活習慣要求等,通過技術經濟比較確定。

    5.1.2 累年日平均溫度穩定低于或等于5℃的日數大于或等于90天的地區,應設置供暖設施,并宜采用集中供暖。

    5.1.3 符合下列條件之一的地區,宜設置供暖設施;其中幼兒園、養老院、中小學校、醫療機構等建筑宜采用集中供暖:
          1 累年日平均溫度穩定低于或等于5℃的日數為60d~89d;
          2 累年日平均溫度穩定低于或等于5℃的日數不足60d,但累年日平均溫度穩定低于或等于8℃的日數大于或等于75d。

    5.1.4 供暖熱負荷計算時,室內設計參數應按本規范第3章確定;室外計算參數應按本規范第4章確定。

    5.1.5 嚴寒或寒冷地區設置供暖的公共建筑,在非使用時間內,室內溫度應保持在0℃以上;當利用房間蓄熱量不能滿足要求時,應按保證室內溫度5℃設置值班供暖。當工藝有特殊要求時,應按工藝要求確定值班供暖溫度。

    5.1.6 居住建筑的集中供暖系統應按連續供暖進行設計。

    5.1.7 設置供暖的建筑物,其圍護結構的傳熱系數應符合國家現行相關節能設計標準的規定。

    5.1.8 圍護結構的傳熱系數應按下式計算:

    表5.1.8公式.jpg

    表5.1.8-1.jpg

    表5.1.8-2.jpg

    表5.1.8-3.jpg

    表5.1.8-4.jpg

    5.1.9 對于有頂棚的坡屋面,當用頂棚面積計算其傳熱量時,屋面和頂棚的綜合傳熱系數,可按下式計算:

    表5.1.9.jpg

    5.1.10 建筑物的熱水供暖系統應按設備、管道及部件所能承受的最低工作壓力和水力平衡要求進行豎向分區設置。


    5.1.11 條件許可時,建筑物的集中供暖系統宜分南北向設置環路。

    5.1.12 供暖系統的水質應符合國家現行相關標準的規定。

    5.2 熱 負 荷

    5.2.1 集中供暖系統的施工圖設計,必須對每個房間進行熱負荷計算。
    5.2.2 冬季供暖通風系統的熱負荷應根據建筑物下列散失和獲得的熱量確定:
          1 圍護結構的耗熱量;
          2 加熱由外門、窗縫隙滲入室內的冷空氣耗熱量;
          3 加熱由外門開啟時經外門進入室內的冷空氣耗熱量;
          4 通風耗熱量;
          5 通過其他途徑散失或獲得的熱量。
    5.2.3 圍護結構的耗熱量,應包括基本耗熱量和附加耗熱量。
    5.2.4 圍護結構的基本耗熱量應按下式計算:

    表5.2.4.jpg

     5.2.5 與相鄰房間的溫差大于或等于5℃,或通過隔墻和樓板等的傳熱量大于該房間熱負荷的10%時,應計算通過隔墻或樓板等的傳熱量。

    5.2.6 圍護結構的附加耗熱量應按其占基本耗熱量的百分率確定。各項附加百分率宜按下列規定的數值選用:
          1 朝向修正率:
           1)北、東北、西北按0~10%;
           2)東、西按—5%;
           3)東南、西南按—10%~—15%;
           4)南按—15%~—30%。
    注:1 應根據當地冬季日照率、輻射照度、建筑物使用和被遮擋等情況選用修正率。
     2 冬季日照率小于35%的地區,東南、西南和南向的修正率,宜采用—10%~0,東、西向可不修正。
     2 風力附加率:設在不避風的高地、河邊、海岸、曠野上的建筑物,以及城鎮中明顯高出周圍其他建筑物的建筑物,其垂直外圍護結構宜附加5%~10%;
          3 當建筑物的樓層數為n時,外門附加率:
           1)一道門按65%×n;
           2)兩道門(有門斗)按80%×n;
           3)三道門(有兩個門斗)按60%×n;
           4)公共建筑的主要出入口按500%。
    5.2.7 建筑(除樓梯間外)的圍護結構耗熱量高度附加率,散熱器供暖房間高度大于4m時,每高出1m應附加2%,但總附加率不應大于15%;地面輻射供暖的房間高度大于4m時,每高出1m宜附加1%,但總附加率不宜大于8%。
    5.2.8 對于只要求在使用時間保持室內溫度,而其他時間可以自然降溫的供暖間歇使用建筑物,可按間歇供暖系統設計。其供暖熱負荷應對圍護結構耗熱量進行間歇附加,附加率應根據保證室溫的時間和預熱時間等因素通過計算確定。間歇附加率可按下列數值選。
          1 僅白天使用的建筑物,間歇附加率可取20%;
          2 對不經常使用的建筑物,間歇附加率可取30%。
    5.2.9 加熱由門窗縫隙滲入室內的冷空氣的耗熱量,應根據建筑物的內部隔斷、門窗構造、門窗朝向、室內外溫度和室外風速等因素確定,宜按本規范附錄F進行計算。
    5.2.10 在確定分戶熱計量供暖系統的戶內供暖設備容量和戶內管道時,應考慮戶間傳熱對供暖負荷的附加,但附加量不應超過50%,且不應統計在供暖系統的總熱負荷內5.2.11 全面輻射供暖系統的熱負荷計算時,室內設計溫度應符合本規范第3.0.5條的規定。局部輻射供暖系統的熱負荷按全面輻射供暖的熱負荷乘以表5.2.11的計算系數。

     5.2.11 全面輻射供暖系統的熱負荷計算時,室內設計溫度應符合本規范第3.0.5條的規定。局部輻射供暖系統的熱負荷按全面輻射供暖的熱負荷乘以表5.2.11的計算系數。

    表5.2.11.jpg


     

    5.3 散熱器供暖

    5.3.1 散熱器供暖系統應采用熱水作為熱媒;散熱器集中供暖系統宜按75℃/50℃連續供暖進行設計,且供水溫度不宜大于85℃,供回水溫差不宜小于20℃。

    5.3.2 居住建筑室內供暖系統的制式宜采用垂直雙管系統或共用立管的分戶獨立循環雙管系統,也可采用垂直單管跨越式系統;公共建筑供暖系統宜采用雙管系統,也可采用單管跨越式系統。

    5.3.3 既有建筑的室內垂直單管順流式系統應改成垂直雙管系統或垂直單管跨越式系統,不宜改造為分戶獨立循環系統。

    5.3.4 垂直單管跨越式系統的樓層層數不宜超過6層,水平單管跨越式系統的散熱器組數不宜超過6組。

    5.3.5 管道有凍結危險的場所,散熱器的供暖立管或支管應單獨設置。

    5.3.6 選擇散熱器時,應符合下列規定:
          1 應根據供暖系統的壓力要求,確定散熱器的工作壓力,并符合國家現行有關產品標準的規定;
          2 相對濕度較大的房間應采用耐腐蝕的散熱器;
          3 采用鋼制散熱器時,應滿足產品對水質的要求,在非供暖季節供暖系統應充水保養;
          4 采用鋁制散熱器時,應選用內防腐型,并滿足產品對水質的要求;
          5 安裝熱量表和恒溫閥的熱水供暖系統不宜采用水流通道內含有粘砂的鑄鐵散熱器;
          6 高大空間供暖不宜單獨采用對流型散熱器。

    5.3.7 布置散熱器時,應符合下列規定:
          1 散熱器宜安裝在外墻窗臺下,當安裝或布置管道有困難時,也可靠內墻安裝;
          2 兩道外門之間的門斗內,不應設置散熱器;
          3 樓梯間的散熱器,應分配在底層或按一定比例分配在下部各層。

    5.3.8 鑄鐵散熱器的組裝片數,宜符合下列規定:
          1 粗柱型(包括柱翼型)不宜超過20片;
          2 細柱型不宜超過25片。

    5.3.9 除幼兒園、老年人和特殊功能要求的建筑外,散熱器應明裝。必須暗裝時,裝飾罩應有合理的氣流通道、足夠的通道面積,并方便維修。散熱器的外表面應刷非金屬性涂料。

    5.3.10 幼兒園、老年人和特殊功能要求的建筑的散熱器必須暗裝或加防護罩。

    5.3.11 確定散熱器數量時,應根據其連接方式、安裝形式、組裝片數、熱水流量以及表面涂料等對散熱量的影響,對散熱器數量進行修正。

    5.3.12 供暖系統非保溫管道明設時,應計算管道的散熱量對散熱器數量的折減;非保溫管道暗設時宜考慮管道的散熱量對散熱器數量的影響。

    5.3.13 垂直單管和垂直雙管供暖系統,同一房間的兩組散熱器,可采用異側連接的水平單管串聯的連接方式,也可采用上下接口同側連接方式。當采用上下接口同側連接方式時,散熱器之間的上下連接管應與散熱器接口同徑。

    5.4 熱水輻射供暖

    5.4.1 熱水地面輻射供暖系統供水溫度宜采用35℃~45℃,不應大于60℃;供回水溫差不宜大于1O℃,且不宜小于5℃;毛細管網輻射系統供水溫度宜滿足表5.4.1-1的規定,供回水溫差宜采用3℃~6℃。輻射體的表面平均溫度宜符合表5.4.1-2的規定。

    表5.4.1-1.jpg

     5.4.2 確定地面散熱量時,應校核地面表面平均溫度,確保其不高于表5.4.1-2的溫度上限值;否則應改善建筑熱工性能或設置其他輔助供暖設備,減少地面輻射供暖系統負擔的熱負荷。


    5.4.3 熱水地面輻射供暖系統地面構造,應符合下列規定:
          1 直接與室外空氣接觸的樓板、與不供暖房間相鄰的地板為供暖地面時,必須設置絕熱層;
          2 與土壤接觸的底層,應設置絕熱層;設置絕熱層時,絕熱層與土壤之間應設置防潮層;
          3 潮濕房間,填充層上或面層下應設置隔離層。

    5.4. 4 毛細管網輻射系統單獨供暖時,宜首先考慮地面埋置方式,地面面積不足時再考慮墻面埋置方式;毛細管網同時用于冬季供暖和夏季供冷時,宜首先考慮頂棚安裝方式,頂棚面積不足時再考慮墻面或地面埋置方式。

    5.4.5 熱水地面輻射供暖系統的工作壓力不宜大于0.8MPa,毛細管網輻射系統的工作壓力不應大于0. 6MPa。當超過上述壓力時,應采取相應的措施。

    5.4.6 熱水地面輻射供暖塑料加熱管的材質和壁厚的選擇,應根據工程的耐久年限、管材的性能以及系統的運行水溫、工作壓力等條件確定。

    5.4.7 在居住建筑中,熱水輻射供暖系統應按戶劃分系統,并配置分水器、集水器;戶內的各主要房間,宜分環路布置加熱管。

    5.4.8 加熱管的敷設間距,應根據地面散熱量、室內設計溫度、平均水溫及地面傳熱熱阻等通過計算確定。

    5.4.9 每個環路加熱管的進、出水口,應分別與分水器、集水器相連接。分水器、集水器內徑不應小于總供、回水管內徑,且分水器、集水器最大斷面流速不宜大于0.8m/s。每個分水器、集水器分支環路不宜多于8路。每個分支環路供回水管上均應設置可關斷閥門。

    5.4.10 在分水器的總進水管與集水器的總出水管之間,宜設置旁通管,旁通管上應設置閥門。分水器、集水器上均應設置手動或自動排氣閥。

    5.4.11 熱水吊頂輻射板供暖,可用于層高為3m~30m建筑物的供暖。

    5.4.12 熱水吊頂輻射板的供水溫度宜采用40℃~95℃的熱水,其水質應滿足產品要求。在非供暖季節供暖系統應充水保養。

    5.4.13 當采用熱水吊頂輻射板供暖,屋頂耗熱量大于房間總耗熱量的30%時,應加強屋頂保溫措施。

    5.4.14 熱水吊頂輻射板的有效散熱量的確定應符合下列規定:
          1 當熱水吊頂輻射板傾斜安裝時,應進行修正。輻射板安裝角度的修正系數,應按表5.4.14進行確定:
          2 輻射板的管中流體應為紊流。當達不到系統所需最小流量時,輻射板的散熱量應乘以1.18的安全系數。

    表5.4.14.jpg

    5.4.15 熱水吊頂輻射板的安裝高度,應根據人體的舒適度確定。輻射板的最高平均水溫應根據輻射板安裝高度和其面積占頂棚面積的比例按表5.4.15確定。

    表5.4.15.jpg

    5.4.16 熱水吊頂輻射板與供暖系統供、回水管的連接方式,可采用并聯或串聯、同側或異側連接,并應采取使輻射板表面溫度均勻、流體阻力平衡的措施。

    5.4.17 布置全面供暖的熱水吊頂輻射板裝置時,應使室內人員活動區輻射照度均勻,并應符合下列規定:
          1 安裝吊頂輻射板時,宜沿最長的外墻平行布置;
          2 設置在墻邊的輻射板規格應大于在室內設置的輻射板規格;
          3 層高小于4m的建筑物,宜選擇較窄的輻射板;
          4 房間應預留輻射板沿長度方向熱膨脹余地;
          5 輻射板裝置不應布置在對熱敏感的設備附近。  
     

    5.5 電加熱供暖

    5. 5.1 除符合下列條件之一外,不得采用電加熱供暖:
          1 供電政策支持;
          2 無集中供暖和燃氣源,且煤或油等燃料的使用受到環;蛳绹栏裣拗频慕ㄖ;
          3 以供冷為主,供暖負荷較小且無法利用熱泵提供熱源的建筑;
          4 采用蓄熱式電散熱器、發熱電纜在夜間低谷電進行蓄熱,且不在用電高峰和平段時間啟用的建筑;
          5 由可再生能源發電設備供電,且其發電量能夠滿足自身電加熱量需求的建筑。


    5.5.2 電供暖散熱器的形式、電氣安全性能和熱工性能應滿足使用要求及有關規定。

    5.5.3 發熱電纜輻射供暖宜采用地板式;低溫電熱膜輻射供暖宜采用頂棚式。輻射體表面平均溫度應符合本規范表5.4. 1-2條的有關規定。

    5.5.4 發熱電纜輻射供暖和低溫電熱膜輻射供暖的加熱元件及其表面工作溫度,應符合國家現行有關產品標準的安全要求。

    5.5.5 根據不同的使用條件,電供暖系統應設置不同類型的溫控裝置。

    5.5.6 采用發熱電纜地面輻射供暖方式時,發熱電纜的線功率不宜大于17W/m,且布置時應考慮家具位置的影響;當面層采用帶龍骨的架空木地板時,必須采取散熱措施,且發熱電纜的線功率不應大于10W/m。

    5.5.7 電熱膜輻射供暖安裝功率應滿足房間所需熱負荷要求。在頂棚上布置電熱膜時,應考慮為燈具、煙感器、噴頭、風口、音響等預留安裝位置。

    5.5.8 安裝于距地面高度180cm以下的電供暖元器件,必須采取接地及剩余電流保護措施。

    5.6 燃氣紅外線輻射供暖

    5.6.1 采用燃氣紅外線輻射供暖時,必須采取相應的防火和通風換氣等安全措施,并符合國家現行有關燃氣、防火規范的要求。

    5.6.2 燃氣紅外線輻射供暖的燃料,可采用天然氣、人工煤氣、液化石油氣等。燃氣質量、燃氣輸配系統應符合現行國家標準《城鎮燃氣設計規范》GB 50028的有關規定。
    5.6.3 燃氣紅外線輻射器的安裝高度不宜低于3m。

    5.6.4 燃氣紅外線輻射器用于局部工作地點供暖時,其數量不應少于兩個,且應安裝在人體不同方向的側上方。

    5.6.5 布置全面輻射供暖系統時,沿四周外墻、外門處的輻射器散熱量不宜少于總熱負荷的60%。

    5.6.6 由室內供應空氣的空間應能保證燃燒器所需要的空氣量。當燃燒器所需要的空氣量超過該空間0.5次/h的換氣次數時,應由室外供應空氣。

    5.6.7 燃氣紅外線輻射供暖系統采用室外供應空氣時,進風口應符合下列規定:
          1 設在室外空氣潔凈區,距地面高度不低于2m;
          2 距排風口水平距離大于6m;當處于排風口下方時,垂直距離不小于3m;當處于排風口上方時,垂直距離不小于6m;
          3 安裝過濾網。

    5.6.8 無特殊要求時,燃氣紅外線輻射供暖系統的尾氣應排至室外。排風口應符合下列規定:
          1 設在人員不經常通行的地方,距地面高度不低于2m;
          2 水平安裝的排氣管,其排風口伸出墻面不少于0. 5m;
          3 垂直安裝的排氣管,其排風口高出半徑為6m以內的建筑物最高點不少于1m;
          4 排氣管穿越外墻或屋面處,加裝金屬套管。

    5.6.9 燃氣紅外線輻射供暖系統應在便于操作的位置設置能直接切斷供暖系統及燃氣供應系統的控制開關。利用通風機供應空氣時,通風機與供暖系統應設置連鎖開關。

     

    5.7 戶式燃氣爐和戶式空氣源熱泵供暖

    5.7.1 當居住建筑利用燃氣供暖時,宜采用戶式燃氣爐供暖。采用戶式空氣源熱泵供暖時,應符合本規范第8.3.1條規定。

    5.7.2 戶式供暖系統熱負荷計算時,宜考慮生活習慣、建筑特點、間歇運行等因素進行附加。

    5.7.3 戶式燃氣爐應采用全封閉式燃燒、平衡式強制排煙型。

    5.7.4 戶式燃氣爐供暖時,供回水溫度應滿足熱源要求;末端供水溫度宜采用混水的方式調節。

    5.7.5 戶式燃氣爐的排煙口應保持空氣暢通,且遠離人群和新風口。

    5.7.6 戶式空氣源熱泵供暖系統應設置獨立供電回路,其化霜水應集中排放。

    5.7.7 戶式供暖系統的供回水溫度、循環泵的揚程應與末端散熱設備相匹配。

    5.7.8 戶式供暖系統應具有防凍保護、室溫調控功能,并應設置排氣、泄水裝置。

    5.8 熱空氣幕

    5.8.1 對嚴寒地區公共建筑經常開啟的外門,應采取熱空氣幕等減少冷風滲透的措施。

    5.8.2 對寒冷地區公共建筑經常開啟的外門,當不設門斗和前室時,宜設置熱空氣幕。

    5.8.3 公共建筑熱空氣幕送風方式宜采用由上向下送風。

    5.8.4 熱空氣幕的送風溫度應根據計算確定。對于公共建筑的外門,不宜高于50℃;對高大外門,不宜高于70℃。

    5.8.5 熱空氣幕的出口風速應通過計算確定。對于公共建筑的外門,不宜大于6m/s;對于高大外門,不宜大于25m/s。

    5.9 供暖管道設計及水力計算

    5.9.1 供暖管道的材質應根據其工作溫度、工作壓力、使用壽命、施工與環保性能等因素,經綜合考慮和技術經濟比較后確定,其質量應符合國家現行有關產品標準的規定。

    5.9.2 散熱器供暖系統的供水和回水管道應在熱力入口處與下列系統分開設置:
          1 通風與空調系統;
          2 熱風供暖與熱空氣幕系統;
          3 生活熱水供應系統;
          4 地面輻射供暖系統;
          5 其他需要單獨熱計量的系統。

    5.9.3 集中供暖系統的建筑物熱力入口,應符合下列規定:
          1 供水、回水管道上應分別設置關斷閥、溫度計、壓力表;
          2 應設置過濾器及旁通閥;
          3 應根據水力平衡要求和建筑物內供暖系統的調節方式,選擇水力平衡裝置;
          4 除多個熱力入口設置一塊共用熱量表的情況外,每個熱力入口處均應設置熱量表,且熱量表宜設在回水管上。

    5.9.4 供暖干管和立管等管道(不含建筑物的供暖系統熱力入口)上閥門的設置應符合下列規定:
          1 供暖系統的各并聯環路,應設置關閉和調節裝置;
          2 當有凍結危險時,立管或支管上的閥門至干管的距離不應大于120mm;
          3 供水立管的始端和回水立管的末端均應設置閥門,回水立管上還應設置排污、泄水裝置;
          4 共用立管分戶獨立循環供暖系統,應在連接共用立管的進戶供、回水支管上設置關閉閥。

    5.9.5 當供暖管道利用自然補償不能滿足要求時,應設置補償器。

    5.9.6 供暖系統水平管道的敷設應有一定的坡度,坡向應有利于排氣和泄水。供回水支、干管的坡度宜采用0.003,不得小于0.002;立管與散熱器連接的支管,坡度不得小于0.01;當受條件限制,供回水干管(包括水平單管串聯系統的散熱器連接管)無法保持必要的坡度時,局部可無坡敷設,但該管道內的水流速不得小于0.25m/s;對于汽水逆向流動的蒸汽管,坡度不得小于0.005。

    5.9.7 穿越建筑物基礎、伸縮縫、沉降縫、防震縫的供暖管道,以及埋設在建筑結構里的立管,應采取預防建筑物下沉而損壞管道的措施。

    5.9.8 當供暖管道必須穿越防火墻時,應預埋鋼套管,并在穿墻處一側設置固定支架,管道與套管之間的空隙應采用耐火材料封堵。

    5.9.9 供暖管道不得與輸送蒸汽燃點低于或等于120℃的可燃液體或可燃、腐蝕性氣體的管道在同一條管溝內平行或交叉敷設。

    5.9.10 符合下列情況之一時,室內供暖管道應保溫:
          1 管道內輸送的熱媒必須保持一定參數;
          2 管道敷設在管溝、管井、技術夾層、閣樓及頂棚內等導致無益熱損失較大的空間內或易被凍結的地方;
          3 管道通過的房間或地點要求保溫。

    5.9.11 室內熱水供暖系統的設計應進行水力平衡計算,并應采取措施使設計工況時各并聯環路之間(不包括共用段)的壓力損失相對差額不大于15%。

    5.9.12 室內供暖系統總壓力應符合下列規定:
          1 不應大于室外熱力網給定的資用壓力降;
          2 應滿足室內供暖系統水力平衡的要求;
          3 供暖系統總壓力損失的附加值宜取10%。

    5.9.13 室內供暖系統管道中的熱媒流速,應根據系統的水力平衡要求及防噪聲要求等因素確定,最大流速不宜超過表5.9.13的限值。表5.9.13.jpg5.9.14 熱水垂直雙管供暖系統和垂直分層布置的水平單管串聯跨越式供暖系統,應對熱水在散熱器和管道中冷卻而產生自然作用壓力的影響采取相應的技術措施。

    5. 9.15 供暖系統供水、供汽干管的末端和回水干管始端的管徑不應小于DN20,低壓蒸汽的供汽干管可適當放大。

    5. 9. 16 靜態水力平衡閥或自力式控制閥的規格應按熱媒設計流量、工作壓力及閥門允許壓降等參數經計算確定;其安裝位置應保證閥門前后有足夠的直管段,沒有特別說明的情況下,閥門前直管段長度不應小于5倍管徑,閥門后直管段長度不應小于2倍管徑。

    5.9.17 蒸汽供暖系統,當供汽壓力高于室內供暖系統的工作壓力時,應在供暖系統入口的供汽管上裝設減壓裝置。

    5.9.18 高壓蒸汽供暖系統最不利環路的供汽管,其壓力損失不應大于起始壓力的25%。

    5.9.19 蒸汽供暖系統的凝結水回收方式,應根據二次蒸汽利用的可能性以及室外地形、管道敷設方式等情況,分別采用以下回水方式:
          1 閉式滿管回水;
          2 開式水箱自流或機械回水;
          3 余壓回水。

    5.9.20 高壓蒸汽供暖系統,疏水器前的凝結水管不應向上抬升;疏水器后的凝結水管向上抬升的高度應經計算確定。當疏水器本身無止回功能時,應在疏水器后的凝結水管上設置止回閥。

    5.9.21 疏水器至回水箱或二次蒸發箱之間的蒸汽凝結水管,應按汽水乳狀體進行計算。

    5.9.22 熱水和蒸汽供暖系統,應根據不同情況,設置排氣、泄水、排污和疏水裝置。
     

     5.10 集中供暖系統熱計量與室溫調控

    5.10.1 集中供暖的新建建筑和既有建筑節能改造必須設置熱量計量裝置,并具備室溫調控功能。用于熱量結算的熱量計量裝置必須采用熱量表。

    5.10.2 熱量計量裝置設置及熱計量改造應符合下列規定:
           1 熱源和換熱機房應設熱量計量裝置;居住建筑應以樓棟為對象設置熱量表。對建筑類型相同、建設年代相近、圍護結構做法相同、用戶熱分攤方式一致的若干棟建筑,也可設置一個共用的熱量表;
           2 當熱量結算點為樓棟或者換熱機房設置的熱量表時,分戶熱計量應采取用戶熱分攤的方法確定。在同一個熱量結算點內,用戶熱分攤方式應統一,儀表的種類和型號應一致;
           3 當熱量結算點為每戶安裝的戶用熱量表時,可直接進行分戶熱計量;
           4 供暖系統進行熱計量改造時,應對系統的水力工況進行校核。當熱力入口資用壓差不能滿足既有供暖系統要求時,應采取提高管網循環泵揚程或增設局部加壓泵等補償措施,以滿足室內系統資用壓差的需要。

    5.10.3 用于熱量結算的熱量表的選型和設置應符合下列規定:
           1 熱量表應根據公稱流量選型,并校核在系統設計流量下的壓降。公稱流量可按設計流量的80%確定;
           2 熱量表的流量傳感器的安裝位置應符合儀表安裝要求,且宜安裝在回水管上。

    5.10.4 新建和改擴建散熱器室內供暖系統,應設置散熱器恒溫控制閥或其他自動溫度控制閥進行室溫調控。散熱器恒溫控制閥的選用和設置應符合下列規定:
           1 當室內供暖系統為垂直或水平雙管系統時,應在每組散熱器的供水支管上安裝高阻恒溫控制閥;超過5層的垂直雙管系統宜采用有預設阻力調節功能的恒溫控制閥;
           2 單管跨越式系統應采用低阻力兩通恒溫控制閥或三通恒溫控制閥;
           3 當散熱器有罩時,應采用溫包外置式恒溫控制閥;
           4 恒溫控制閥應具有產品合格證、使用說明書和質量檢測部門出具的性能測試報告,其調節性能等指標應符合現行行業標準《散熱器恒溫控制閥》JG/T 195的有關要求。

    5.10.5 低溫熱水地面輻射供暖系統應具有室溫控制功能;室溫控制器宜設在被控溫的房間或區域內;自動控制閥宜采用熱電式控制閥或自力式恒溫控制閥。自動控制閥的設置可采用分環路控制和總體控制兩種方式,并應符合下列規定:
           1 采用分環路控制時,應在分水器或集水器處,分路設置自動控制閥,控制房間或區域保持各自的設定溫度值。自動控制閥也可內置于集水器中;
           2 采用總體控制時,應在分水器總供水管或集水器回水管上設置一個自動控制閥,控制整個用戶或區域的室內溫度。

    5.10.6 熱計量供暖系統應適應室溫調控的要求;當室內供暖系統為變流量系統時,不應設自力式流量控制閥,是否設置自力式壓差控制閥應通過計算熱力入口的壓差變化幅度確定。
     

    6 通 風

    6.1 一般規定

    6.1.1 當建筑物存在大量余熱余濕及有害物質時,宜優先采用通風措施加以消除。建筑通風應從總體規劃、建筑設計和工藝等方面采取有效的綜合預防和治理措施。

    6.1.2 對不可避免放散的有害或污染環境的物質,在排放前必須采取通風凈化措施,并達到國家有關大氣環境質量標準和各種污染物排放標準的要求。

    6.1.3 應首先考慮采用自然通風消除建筑物余熱、余濕和進行室內污染物濃度控制。對于室外空氣污染和噪聲污染嚴重的地區,不宜采用自然通風。當自然通風不能滿足要求時,應采用機械通風,或自然通風和機械通風結合的復合通風。

    6.1.4 設有機械通風的房間,人員所需的新風量應滿足第3.0.6條的要求。

    6.1.5 對建筑物內放散熱、蒸汽或有害物質的設備,宜采用局部排風。當不能采用局部排風或局部排風達不到衛生要求時,應輔以全面通風或采用全面通風。

    6.1.6 凡屬下列情況之一時,應單獨設置排風系統:
          1 兩種或兩種以上的有害物質混合后能引起燃燒或爆炸時;
          2 混合后能形成毒害更大或腐蝕性的混合物、化合物時;
          3 混合后易使蒸汽凝結并聚積粉塵時;
          4 散發劇毒物質的房間和設備;
          5 建筑物內設有儲存易燃易爆物質的單獨房間或有防火防爆要求的單獨房間;
          6 有防疫的衛生要求時。


    6.1.7 室內送風、排風設計時,應根據污染物的特性及污染源的變化,優化氣流組織設計;不應使含有大量熱、蒸汽或有害物質的空氣流入沒有或僅有少量熱、蒸汽或有害物質的人員活動區,且不應破壞局部排風系統的正常工作。

    6.1.8 采用機械通風時,重要房間或重要場所的通風系統應具備防止以空氣傳播為途徑的疾病通過通風系統交叉傳染的功能。

    6.1.9 進入室內或室內產生的有害物質數量不能確定時,全面通風量可按類似房間的實測資料或經驗數據,按換氣次數確定,亦叫按國家現行的各相關行業標準執行。

    6.1.10 同時放散余熱、余濕和有害物質時,全面通風量應按其中所需最大的空氣量確定。多種有害物質同時放散于建筑物內時,其全面通風量的確定應符合現行國家有關工業企業設計衛生標準的有關規定。

    6.1.11 建筑物的通風系統設計應符合國家現行防火規范要求。

    6.2 自然通風

    6. 2. 1 利用自然通風的建筑在設計時,應符合下列規定:
          1 利用穿堂風進行自然通風的建筑,其迎風面與夏季最多風向宜成60°~90°角,且不應小于45°,同時應考慮可利用的春秋季風向以充分利用自然通風;
          2 建筑群平面布置應重視有利自然通風因素,如優先考慮錯列式、斜列式等布置形式。

    6.2.2 自然通風應采用阻力系數小、噪聲低、易于操作和維修的進排風口或窗扇。嚴寒寒冷地區的進排風口還應考慮保溫措施。

    6.2.3 夏季自然通風用的進風口,其下緣距室內地面的高度不宜大于1.2m。自然通風進風口應遠離污染源3m以上;冬季自然通風用的進風口,當其下緣距室內地面的高度小于4m時,宜采取防止冷風吹向人員活動區的措施。

    6.2.4 采用自然通風的生活、工作的房間的通風開口有效面積不應小于該房間地板面積的5%;廚房的通風開口有效面積不應小于該房間地板面積的10%,并不得小于0.60m2。

    6. 2.5 自然通風設計時,宜對建筑進行自然通風潛力分析,依據氣候條件確定自然通風策略并優化建筑設計。

    6.2.6 采用自然通風的建筑,自然通風量的計算應同時考慮熱壓以及風壓的作用。

    6.2.7 熱壓作用的通風量,宜按下列方法確定:
          1 室內發熱量較均勻、空間形式較簡單的單層大空間建筑,可采用簡化計算方法確定;
          2 住宅和辦公建筑中,考慮多個房間之間或多個樓層之間的通風,可采用多區域網絡法進行計算;
          3 建筑體形復雜或室內發熱量明顯不均的建筑,可按計算流體動力學(CFD)數值模擬方法確定。

    6.2.8 風壓作用的通風量,宜按下列原則確定:
          1 分別計算過渡季及夏季的自然通風量,并按其最小值確定;
          2 室外風向按計算季節中的當地室外最多風向確定;
          3 室外風速按基準高度室外最多風向的平均風速確定。當采用計算流體動力學(CFD)數值模擬時,應考慮當地地形條件及其梯度風、遮擋物的影響;
          4 僅當建筑迎風面與計算季節的最多風向成45°~90°角時,該面上的外窗或有效開口利用面積可作為進風口進行計算。

    6.2.9 宜結合建筑設計,合理利用被動式通風技術強化自然通風。被動通風可采用下列方式:
          1 當常規自然通風系統不能提供足夠風量時,可采用捕風裝置加強自然通風;
          2 當采用常規自然通風難以排除建筑內的余熱、余濕或污染物時,可采用屋頂無動力風帽裝置,無動力風帽的接口直徑宜與其連接的風管管徑相同;
          3 當建筑物利用風壓有局限或熱壓不足時,可采用太陽能誘導等通風方式。
     

    6.3 機械通風

    6.3.1 機械送風系統進風口的位置,應符合下列規定:
          1 應設在室外空氣較清潔的地點;
          2 應避免進風、排風短路;
          3 進風口的下緣距室外地坪不宜小于2m,當設在綠化地帶時,不宜小于1m。

    6.3.2 建筑物全面排風系統吸風口的布置,應符合下列規定:
          1 位于房間上部區域的吸風口,除用于排除氫氣與空氣混合物時,吸風口上緣至頂棚平面或屋頂的距離不大于0.4m;
          2 用于排除氫氣與空氣混合物時,吸風口上緣至頂棚平面或屋頂的距離不大于0.1m;
          3 用于排出密度大于空氣的有害氣體時,位于房間下部區域的排風口,其下緣至地板距離不大于0.3m;
          4 因建筑結構造成有爆炸危險氣體排出的死角處,應設置導流設施。


    6.3.3 選擇機械送風系統的空氣加熱器時,室外空氣計算參數應采用供暖室外計算溫度;當其用于補償全面排風耗熱量時,應采用冬季通風室外計算溫度。

    6.3.4 住宅通風系統設計應符合下列規定:
          1 自然通風不能滿足室內衛生要求的住宅,應設置機械通風系統或自然通風與機械通風結合的復合通風系統。室外新風應先進入人員的主要活動區;
          2 廚房、無外窗衛生間應采用機械排風系統或預留機械排風系統開口,且應留有必要的進風面積;
          3 廚房和衛生間全面通風換氣次數不宜小于3次/h;
          4 廚房、衛生間宜設豎向排風道,豎向排風道應具有防火、防倒灌及均勻排氣的功能,并應采取防止支管回流和豎井泄漏的措施。頂部應設置防止室外風倒灌裝置。

    6.3.5 公共廚房通風應符合下列規定:
          1 發熱量大且散發大量油煙和蒸汽的廚房設備應設排氣罩等局部機械排風設施;其他區域當自然通風達不到要求時,應設置機械通風;
          2 采用機械排風的區域,當自然補風滿足不了要求時,應采用機械補風。廚房相對于其他區域應保持負壓,補風量應與排風量相匹配,且宜為排風量的80%~90%。嚴寒和寒冷地區宜對機械補風采取加熱措施;
          3 產生油煙設備的排風應設置油煙凈化設施,其油煙排放濃度及凈化設備的最低去除效率不應低于國家現行相關標準的規定,排風口的位置應符合本規范第6.6.18條的規定;
          4 廚房排油煙風道不應與防火排煙風道共用;
          5 排風罩、排油煙風道及排風機設置安裝應便于油、水的收集和油污清理,且應采取防止油煙氣味外溢的措施。

    6.3.6 公共衛生間和浴室通風應符合下列規定:
          1 公共衛生間應設置機械排風系統。公共浴室宜設氣窗;無條件設氣窗時,應設獨立的機械排風系統。應采取措施保證浴室、衛生間對更衣室以及其他公共區域的負壓;
          2 公共衛生間、浴室及附屬房間采用機械通風時,其通風量宜按換氣次數確定。

    6.3.7 設備機房通風應符合下列規定:
          1 設備機房應保持良好的通風,無自然通風條件時,應設置機械通風系統。設備有特殊要求時,其通風應滿足設備工藝要求;
          2 制冷機房的通風應符合下列規定:
           1)制冷機房設備間排風系統宜獨立設置且應直接排向室外。冬季室內溫度不宜低于10℃,夏季不宜高于而35℃,冬季值班溫度不應低于5℃;
           2)機械排風宜按制冷劑的種類確定事故排風口的高度。當設于地下制冷機房,且泄漏氣體密度大于空氣時,排風口應上、下分別設置;
           3)氟制冷機房應分別計算通風量和事故通風量。當機房內設備放熱量的數據不全時,通風量可取(4~6)次/h。事故通風量不應小于12次/h。事故排風口上沿距室內地坪的距離不應大于1.2m:
           4)氨冷凍站應設置機械排風和事故通風排風系統。通風量不應小于3次/h,事故通風量宜按183m3/(m2·h)進行計算,且最小排風量不應小于34000m3/h。事故排風機應選用防爆型,排風口應位于側墻高處或屋頂;
           5)直燃溴化鋰制冷機房宜設置獨立的送、排風系統。燃氣直燃溴化鋰制冷機房的通風量不應小于6次/h,事故通風量不應小于12次/h。燃油直燃溴化鋰制冷機房的通風量不應小于3次/h,事故通風量不應小于6次/h。機房的送風量應為排風量與燃燒所需的空氣量之和;
          3 柴油發電機房宜設置獨立的送、排風系統。其送風量應為排風量與發電機組燃燒所需的空氣量之和;
          4 變配電室宜設置獨立的送、排風系統。設在地下的變配電室送風氣流宜從高低壓配電區流向變壓器區,從變壓器區排至室外。排風溫度不宜高于40℃。當通風無法保障變配電室設備工作要求時,宜設置空調降溫系統;
          5 泵房、熱力機房、中水處理機房、電梯機房等采用機械通風時,換氣次數可按表6.3.7選用。

    表6.3.7.jpg6.3.8 汽車庫通風應符合下列規定:
          1 自然通風時,車庫內CO最高允許濃度大于30mg/m3時,應設機械通風系統;
          2 地下汽車庫,宜設置獨立的送風、排風系統;具備自然進風條件時,可采用自然進風、機械排風的方式。室外排風口應設于建筑下風向,且遠離人員活動區并宜作消聲處理;
          3 送排風量宜采用稀釋濃度法計算,對于單層停放的汽車庫可采用換氣次數法計算,并應取兩者較大值。送風量宜為排風量的80%~90%;
          4 可采用風管通風或誘導通風方式,以保證室內不產生氣流死角;
          5 車流量隨時間變化較大的車庫,風機宜采用多臺并聯方式或設置風機調速裝置;
          6 嚴寒和寒冷地區,地下汽車庫宜在坡道出入口處設熱空氣幕;
          7 車庫內排風與排煙可共用一套系統,但應滿足消防規范要求。

    6.3.9 事故通風應符合下列規定:
          1 可能突然放散大量有害氣體或有爆炸危險氣體的場所應設置事故通風。事故通風量宜根據放散物的種類、安全及衛生濃度要求,按全面排風計算確定,且換氣次數不應小于12次/h;
          2 事故通風應根據放散物的種類,設置相應的檢測報警及控制系統。事故通風的手動控制裝置應在室內外便于操作的地點分別設置;
          3 放散有爆炸危險氣體的場所應設置防爆通風設備;
          4 事故排風宜由經常使用的通風系統和事故通風系統共同保證,當事故通風量大于經常使用的通風系統所要求的風量時,宜設置雙風機或變頻調速風機;但在發生事故時,必須保證事故通風要求;
          5 事故排風系統室內吸風口和傳感器位置應根據放散物的位置及密度合理設計;
          6 事故排風的室外排風口應符合下列規定:
           1)不應布置在人員經常停留或經常通行的地點以及鄰近窗戶、天窗、室門等設施的位置;
           2)排風口與機械送風系統的進風口的水平距離不應小于20m;當水平距離不足20m時,排風口應高出進風口,并不宜小于6m;
           3)當排氣中含有可燃氣體時,事故通風系統排風口應遠離火源30m以上,距可能火花濺落地點應大于20m;
           4)排風口不應朝向室外空氣動力陰影區,不宜朝向空氣正壓區。

    6.4 復合通風

    6.4.1 大空間建筑及住宅、辦公室、教室等易于在外墻上開窗并通過室內人員自行調節實現自然通風的房間,宜采用自然通風和機械通風結合的復合通風。

    6.4.2 復合通風中的自然通風量不宜低于聯合運行風量的30%。復合通風系統設計參數及運行控制方案應經技術經濟及節能綜合分析后確定。

    6.4.3 復合通風系統應具備工況轉換功能,并應符合下列規定:
          1 應優先使用自然通風;
          2 當控制參數不能滿足要求時,啟用機械通風;
          3 對設置空調系統的房間,當復合通風系統不能滿足要求時,關閉復合通風系統,啟動空調系統。

    6.4.4 高度大于15m的大空間采用復合通風系統時,宜考慮溫度分層等問題。

    6.5 設備選擇與布置

    6.5.1 通風機應根據管路特性曲線和風機性能曲線進行選擇,并應符合下列規定:
          1 通風機風量應附加風管和設備的漏風量。送、排風系統可附加5%~10%,排煙兼排風系統宜附加10%一20%;
          2 通風機采用定速時,通風機的壓力在計算系統壓力損失上宜附加10%~15%;
          3 通風機采用變速時,通風機的壓力應以計算系統總壓力損失作為額定壓力;
          4 設計工況下,通風機效率不應低于其最高效率的90%;
          5 兼用排煙的風機應符合國家現行建筑設計防火規范的規定。

    6.5.2 選擇空氣加熱器、空氣冷卻器和空氣熱回收裝置等設備時,應附加風管和設備等的漏風量。系統允許漏風量不應超過第6.5. 1條的附加風量。

    6.5.3 通風機輸送非標準狀態空氣時,應對其電動機的軸功率進行驗算。

    6.5.4 多臺風機并聯或串聯運行時,宜選擇相同特性曲線的通風機。

    6.5.5 當通風系統使用時間較長且運行工況(風量、風壓)有較大變化時,通風機宜采用雙速或變速風機。

    6.5.6 排風系統的風機應盡可能靠近室外布置。

    6.5.7 符合下列條件之一時,通風設備和風管應采取保溫或防凍等措施:
          1 所輸送空氣的溫度相對環境溫度較高或較低,且不允許所輸送空氣的溫度有較顯著升高或降低時;
          2 需防止空氣熱回收裝置結露(凍結)和熱量損失時;
          3 排出的氣體在進入大氣前,可能被冷卻而形成凝結物堵塞或腐蝕風管時。

    6.5. 8 通風機房不宜與要求安靜的房間貼鄰布置。如必須貼鄰布置時,應采取可靠的消聲隔振措施。

    6.5.9 排除、輸送有燃燒或爆炸危險混合物的通風設備和風管,均應采取防靜電接地措施(包括法蘭跨接),不應采用容易積聚靜電的絕緣材料制作。

    6.5.10 空氣中含有易燃易爆危險物質的房間中的送風、排風系統應采用防爆型通風設備;送風機如設置在單獨的通風機房內且送風干管上設置止回閥時,可采用非防爆型通風設備。

    6.6 風管設計

    6.6.1 通風、空調系統的風管,宜采用圓形、扁圓形或長、短邊之比不宜大于4的矩形截面。風管的截面尺寸宜按現行國家標準《通風與空調工程施工質量驗收規范》GB 50243的有關規定執行。

    6.6.2 通風與空調系統的風管材料、配件及柔性接頭等應符合現行國家標準《建筑設計防火規范》GB 50016的有關規定。當輸送腐蝕性或潮濕氣體時,應采用防腐材料或采取相應的防腐措施。

    6.6.3 通風與空調系統風管內的空氣流速宜按表6.6.3采用。



    表6.6.3.jpg

    6.6.4 自然通風的進排風口風速宜按表6.6.4-1采用。自然通風的風道內風速宜按表6.6.4-2采用。表6.6.4.jpg

    6.6.5 機械通風的進排風口風速宜按表6.6.5采用。

    表6.6.5.jpg

    6.6.6 通風與空調系統各環路的壓力損失應進行水力平衡計算。各并聯環路壓力損失的相對差額,不宜超過15%。當通過調整管徑仍無法達到上述要求時,應設置調節裝置。

    6.6.7 風管與通風機及空氣處理機組等振動設備的連接處,應裝設柔性接頭,其長度宜為150mm~300mm。

    6.6.8 通風、空調系統通風機及空氣處理機組等設備的進風或出風口處宜設調節閥,調節閥宜選用多葉式或花瓣式。

    6.6.9 多臺通風機并聯運行的系統應在各自的管路上設置止回或自動關斷裝置。

    6.6.10 通風與空調系統的風管布置,防火閥、排煙閥、排煙口等的設置,均應符合國家現行有關建筑設計防火規范的規定。

    6.6.11 矩形風管采取內外同心弧形彎管時,曲率半徑宜大于1.5倍的平面邊長;當平面邊長大于500mm,且曲率半徑小于1.5倍的平面邊長時,應設置彎管導流葉片。

    6. 6.12 風管系統的主干支管應設置風管測定孔、風管檢查孔和清洗孔。

    6.6.13 高溫煙氣管道應采取熱補償措施。

    6.6.14 輸送空氣溫度超過80℃的通風管道,應采取一定的保溫隔熱措施,其厚度按隔熱層外表面溫度不超過80℃確定。

    6.6.15 當風管內設有電加熱器時,電加熱器前后各800mm范圍內的風管和穿過設有火源等容易起火房間的風管及其保溫材料均應采用不燃材料。

    6.6.16 可燃氣體管道、可燃液體管道和電線等,不得穿過風管的內腔,也不得沿風管的外壁敷設?扇細怏w管道和可燃液體管道,不應穿過通風、空調機房。

    6.6.17 當風管內可能產生沉積物、凝結水或其他液體時,風管應設置不小于0.005的坡度,并在風管的最低點和通風機的底部設排液裝置;當排除有氫氣或其他比空氣密度小的可燃氣體混合物時,排風系統的風管應沿氣體流動方向具有上傾的坡度,其值不小于0.005。

    6.6.18 對于排除有害氣體的通風系統,其風管的排風口宜設置在建筑物頂端,且宜采用防雨風帽。屋面送、排(煙)風機的吸、排風(煙)口應考慮冬季不被積雪掩埋的措施。

     

    7 空氣調節

    7.1 一般規定

    7.1.1 符合下列條件之一時,應設置空氣調節:
          1 采用供暖通風達不到人體舒適、設備等對室內環境的要求,或條件不允許、不經濟時;
          2 采用供暖通風達不到工藝對室內溫度、濕度、潔凈度等要求時;
          3 對提高工作效率和經濟效益有顯著作用時;
          4 對身體健康有利,或對促進康復有效果時。

    7.1.2 空調區宜集中布置。功能、溫濕度基數、使用要求等相近的空調區宜相鄰布置。

    7.1.3 工藝性空調在滿足空調區環境要求的條件下,宜減少空調區的面積和散熱、散濕設備。

    7.1.4 采用局部性空調能滿足空調區環境要求時,不應采用全室性空調。高大空間僅要求下部區域保持一定的溫濕度時,宜采用分層空調。

    7.1.5 空調區內的空氣壓力,應滿足下列要求:
          1 舒適性空調,空調區與室外或空調區之間有壓差要求時,其壓差值宜取5Pa~1OPa,最大不應超過30Pa;
          2 工藝性空調,應按空調區環境要求確定。

    7.1.6 舒適性空調區建筑熱工,應根據建筑物性質和所處的建筑氣候分區設計,并符合國家現行節能設計標準的有關規定。

    7.1.7 工藝性空調區圍護結構傳熱系數,應符合國家現行節能設計標準的有關規定,并不應大于表7.1.7中的規定值。表7.1.7.jpg

    7.1.8 工藝性空調區,當室溫波動范圍小于或等于±0.5℃時,其圍護結構的熱惰性指標,不應小于表7.1.8的規定。表7.1.8.jpg

    7.1.9 工藝性空調區的外墻、外墻朝向及其所在層次,應符合表7.1.9的要求。

    表7.1.9.jpg

    7.1.10 工藝性空調區的外窗,應符合下列規定:
          1 室溫波動范圍大于等于±1.O℃時,外窗宜設置在北向;
          2 室溫波動范圍小于±1.O℃時,不應有東西向外窗;
          3 室溫波動范圍小于±0.5℃時,不宜有外窗,如有外窗應設置在北向。

    7.1.11 工藝性空調區的門和門斗,應符合表7. 1.11的要求。舒適性空調區開啟頻繁的外門,宜設門斗、旋轉門或彈簧門等,必要時宜設置空氣幕。表7.1.11.jpg 

    7.1.12 下列情況,宜對空調系統進行全年能耗模擬計算:
          1 對空調系統設計方案進行對比分析和優化時;
          2 對空調系統節能措施進行評估時。
     

    7.2 空調負荷計算  

    7.2.1 除在方案設計或初步設計階段可使用熱、冷負荷指標進行必要的估算外,施工圖設計階段應對空調區的冬季熱負荷和夏季逐時冷負荷進行計算。

    7.2.2 空調區的夏季計算得熱量,應根據下列各項確定:
          1 通過圍護結構傳入的熱量;
          2 通過透明圍護結構進入的太陽輻射熱量;
          3 人體散熱量;
          4 照明散熱量;
          5 設備、器具、管道及其他內部熱源的散熱量;
          6 食品或物料的散熱量;
          7 滲透空氣帶入的熱量;
          8 伴隨各種散濕過程產生的潛熱量。

    7.2.3 空調區的夏季冷負荷,應根據各項得熱量的種類、性質以及空調區的蓄熱特性,分別進行計算。

    7.2.4 空調區的下列各項得熱量,應按非穩態方法計算其形成的夏季冷負荷,不應將其逐時值直接作為各對應時刻的逐時冷負荷值:
          1 通過圍護結構傳入的非穩態傳熱量;
          2 通過透明圍護結構進入的太陽輻射熱量;
          3 人體散熱量;
          4 非全天使用的設備、照明燈具散熱量等。

    7.2.5 空調區的下列各項得熱量,可按穩態方法計算其形成的夏季冷負荷:
          1 室溫允許波動范圍大于或等于±1℃的空調區,通過非輕型外墻傳入的傳熱量;
          2 空調區與鄰室的夏季溫差大于3℃時,通過隔墻、樓板等內圍護結構傳入的傳熱量;
          3 人員密集空調區的人體散熱量;
          4 全天使用的設備、照明燈具散熱量等。

    7.2.6 空調區的夏季冷負荷計算,應符合下列規定:
          1 舒適性空調可不計算地面傳熱形成的冷負荷;工藝性空調有外墻時,宜計算距外墻2m范圍內的地面傳熱形成的冷負荷;
          2 計算人體、照明和設備等散熱形成的冷負荷時,應考慮人員群集系數、同時使用系數、設備功率系數和通風保溫系數等;
          3 屋頂處于空調區之外時,只計算屋頂進入空調區的輻射部分形成的冷負荷;高大空間采用分層空調時,空調區的逐時冷負荷可按全室性空調計算的逐時冷負荷乘以小于1的系數確定。

    7.2.7 空調區的夏季冷負荷宜采用計算軟件進行計算;采用簡化計算方法時,按非穩態方法計算的各項逐時冷負荷,宜按下列方法計算。
          1 通過圍護結構傳入的非穩態傳熱形成的逐時冷負荷,按式(7.2.7-1)~式(7.2.7-3)計算:

    公式7.2.7.jpg 

    2 透過玻璃窗進入的太陽輻射得熱形成的逐時冷負荷,按式(7.2.7-4)計算:

    公式7.2.7.4.jpg

    3 人體、照明和設備等散熱形成的逐時冷負荷,分別按式(7.2.7-6)~式(7.2.7-8)計算:公式7.2.7.6.jpg

    7.2.8 按穩態方法計算的空調區夏季冷負荷,宜按下列方法計算。
          1 室溫允許波動范圍大于或等于±1. 0℃的空調區,其非輕型外墻傳熱形成的冷負荷,可近似按式(7.2.8-1)計算:公式7.2.8.1.jpg 

    2 空調區與鄰室的夏季溫差大于3℃時,其通過隔墻、樓板等內圍護結構傳熱形成的冷負荷可按式(7.2.8-3)計算:公式7.2.8-3.jpg

    7.2.9 空調區的夏季計算散濕量,應考慮散濕源的種類、人員群集系數、同時使用系數以及通風系數等,并根據下列各項確定:
          1 人體散濕量;
          2 滲透空氣帶入的濕量;
          3 化學反應過程的散濕量;
          4 非圍護結構各種潮濕表面、液面或液流的散濕量;
          5 食品或氣體物料的散濕量;
          6 設備散濕量;
          7 圍護結構散濕量。

    7.2.10 空調區的夏季冷負荷,應按空調區各項逐時冷負荷的綜合最大值確定。

    7.2.11 空調系統的夏季冷負荷,應按下列規定確定:
          1 末端設備設有溫度自動控制裝置時,空調系統的夏季冷負荷按所服務各空調區逐時冷負荷的綜合最大值確定;
          2 末端設備無溫度自動控制裝置時,空調系統的夏季冷負荷按所服務各空調區冷負荷的累計值確定;
          3 應計入新風冷負荷、再熱負荷以及各項有關的附加冷負荷。
          4 應考慮所服務各空調區的同時使用系數。

    7.2.12 空調系統的夏季附加冷負荷,宜按下列各項確定:
          1 空氣通過風機、風管溫升引起的附加冷負荷;
          2 冷水通過水泵、管道、水箱溫升引起的附加冷負荷。

    7.2.13 空調區的冬季熱負荷,宜按本規范第5.2節的規定計算;計算時,室外計算溫度應采用冬季空調室外計算溫度,并扣除室內設備等形成的穩定散熱量。

    7.2.14 空調系統的冬季熱負荷,應按所服務各空調區熱負荷的累計值確定,除空調風管局部布置在室外環境的情況外,可不計入各項附加熱負荷。

     

    7.3 空調系統

    7.3.1 選擇空調系統時,應符合下列原則:
          1 根據建筑物的用途、規模、使用特點、負荷變化情況、參數要求、所在地區氣象條件和能源狀況,以及設備價格、能源預期價格等,經技術經濟比較確定;
          2 功能復雜、規模較大的公共建筑,宜進行方案對比并優化確定;
          3 干熱氣候區應考慮其氣候特征的影響。

    7.3.2 符合下列情況之一的空調區,宜分別設置空調風系統;需要合用時,應對標準要求高的空調區做處理。
          1 使用時間不同;
          2 溫濕度基數和允許波動范圍不同;
          3 空氣潔凈度標準要求不同;
          4 噪聲標準要求不同,以及有消聲要求和產生噪聲的空調區;
          5 需要同時供熱和供冷的空調區。

    7.3.3 空氣中含有易燃易爆或有毒有害物質的空調區,應獨立設置空調風系統。

    7.3.4 下列空調區,宜采用全空氣定風量空調系統:
          1 空間較大、人員較多;
          2 溫濕度允許波動范圍;
          3 噪聲或潔凈度標準高。

    7.3.5 全空氣空調系統設計,應符合下列規定:
          1 宜采用單風管系統;
          2 允許采用較大送風溫差時,應采用一次回風式系統;
          3 送風溫差較小、相對濕度要求不嚴格時,可采用二次回風式系統;
          4 除溫濕度波動范圍要求嚴格的空調區外,同一個空氣處理系統中,不應有同時加熱和冷卻過程。

    7.3.6 符合下列情況之一時,全空氣空調系統可設回風機。設置回風機時,新回風混合室的空氣壓力應為負壓。
          1 不同季節的新風量變化較大、其他排風措施不能適應風量的變化要求;
          2 回風系統阻力較大,設置回風機經濟合理。

    7.3.7 空調區允許溫濕度波動范圍或噪聲標準要求嚴格時,不宜采用全空氣變風量空調系統。技術經濟條件允許時,下列情況可采用全空氣變風量空調系統:
          1 服務于單個空調區,且部分負荷運行時間較長時,采用區域變風量空調系統;
          2 服務于多個空調區,且各區負荷變化相差大、部分負荷運行時間較長并要求溫度獨立控制時,采用帶末端裝置的變風量空調系統。

    7.3. 8 全空氣變風量空調系統設計,應符合下列規定:
          1 應根據建筑模數、負荷變化情況等對空調區進行劃分;
          2 系統形式,應根據所服務空調區的劃分、使用時間、負荷變化情況等,經技術經濟比較確定;
          3 變風量末端裝置,宜選用壓力無關型;
          4 空調區和系統的最大送風量。應根據空調區和系統的夏季冷負荷確定;空調區的最小送風量,應根據負荷變化情況、氣流組織等確定;
          5 應采取保證最小新風量要求的措施;
          6 風機應采用變速調節;
          7 送風口應符合本規范第7.4.2條的規定要求。

    7.3.9 空調區較多,建筑層高較低且各區溫度要求獨立控制時,宜采用風機盤管加新風空調系統;空調區的空氣質量、溫濕度波動范圍要求嚴格或空氣中含有較多油煙時,不宜采用風機盤管加新風空調系統。

    7.3.10 風機盤管加新風空調系統設計,應符合下列規定:
          1 新風宜直接送入人員活動區;
          2 空氣質量標準要求較高時,新風宜負擔空調區的全部散濕量。低溫新風系統設計,應符合本規范第7.3.13條的規定要求;
          3 宜選用出口余壓低的風機盤管機組。

    7.3.11 空調區內振動較大、油污蒸汽較多以及產生電磁波或高頻波等場所,不宜采用多聯機空調系統。多聯機空調系統設計,應符合下列要求:
          1 空調區負荷特性相差較大時,宜分別設置多聯機空調系統:需要同時供冷和供熱時,宜設置熱回收型多聯機空調系統;
          2 室內、外機之間以及室內機之間的最大管長和最大高差,應符合產品技術要求;
          3 系統冷媒管等效長度應滿足對應制冷工況下滿負荷的性能系數不低于2.8;當產品技術資料無法滿足核算要求時,系統冷媒管等效長度不宜超過70m;
          4 室外機變頻設備,應與其他變頻設備保持合理距離。

    7.3.12 有低溫冷媒可利用時,宜采用低溫送風空調系統;空氣相對濕度或送風量較大的空調區,不宜采用低溫送風空調系統。

    7.3.13 低溫送風空調系統設計,應符合下列規定:
          1 空氣冷卻器的出風溫度與冷媒的進口溫度之間的溫差不宜小于3℃,出風溫度宜采用4℃~10℃,直接膨脹式蒸發器出風溫度不應低于7℃;
          2 空調區送風溫度,應計算送風機、風管以及送風末端裝置的溫升;
          3 空氣處理機組的選型,應經技術經濟比較確定?諝饫鋮s器的迎風面風速宜采用1. 5m/s~2.3m/s,冷媒通過空氣冷卻器的溫升宜采用9℃~13℃;
          4 送風末端裝置,應符合本規范第7.4.2條的規定;
          5 空氣處理機組、風管及附件、送風末端裝置等應嚴密保冷,保冷層厚度應經計算確定,并符合本規范第11. 1.4條的規定。

    7.3.14 空調區散濕量較小且技術經濟合理時,宜采用溫濕度獨立控制空調系統。

    7.3.15 溫度濕度獨立控制空調系統設計,應符合下列規定:
          1 溫度控制系統,末端設備應負擔空調區的全部顯熱負荷,并根據空調區的顯熱熱源分布狀況等,經技術經濟比較確定;
          2 濕度控制系統,新風應負擔空調區的全部散濕量,其處理方式應根據夏季空調室外計算濕球溫度和露點溫度、新風送風狀態點要求等,經技術經濟比較確定;
          3 當采用冷卻除濕處理新風時,新風再熱不應采用熱水、電加熱等;采用轉輪或溶液除濕處理新風時,轉輪或溶液再生不應采用電加熱;
          4 應對室內空氣的露點溫度進行監測,并采取確保末端設備表面不結露的自動控制措施。

    7.3.16 夏季空調室外設計露點溫度較低的地區,經技術經濟比較合理時,宜采用蒸發冷卻空調系統。

    7.3.17 蒸發冷卻空調系統設計,應符合下列規定:
          1 空調系統形式,應根據夏季空調室外計算濕球溫度和露點溫度以及空調區顯熱負荷、散濕量等確定;
          2 全空氣蒸發冷卻空調系統,應根據夏季空調室外計算濕球溫度、空調區散濕量和送風狀態點要求等,經技術經濟比較確定。

    7.3.18 下列情況時,應采用直流式(全新風)空調系統:
          1 夏季空調系統的室內空氣比焓大于室外空氣比焓;
          2 系統所服務的各空調區排風量大于按負荷計算出的送風量;
          3 室內散發有毒有害物質,以及防火防爆等要求不允許空氣循環使用;
          4 衛生或工藝要求采用直流式(全新風)空調系統。

    7.3.19 空調區、空調系統的新風量計算,應符合下列規定:
          1 人員所需新風量,應根據人員的活動和工作性質,以及在室內的停留時間等確定,并符合本規范第3.0.6條的規定要求;
          2 空調區的新風量,應按不小于人員所需新風量,補償排風和保持空調區空氣壓力所需新風量之和以及新風除濕所需新風量中的最大值確定;
          3 全空氣空調系統的新風量,當系統服務于多個不同新風比的空調區時,系統新風比應小于空調區新風比中的最大值;
          4 新風系統的新風量,宜按所服務空調區或系統的新風量累計值確定。

    7.3.20 舒適性空調和條件允許的工藝性空調,可用新風作冷源時,應最大限度地使用新風。

    7.3.21 新風進風口的面積應適應最大新風量的需要。進風口處應裝設能嚴密關閉的閥門,進風口的位置應符合本規范第6.3.1條的規定要求。

    7.3.22 空調系統應進行風量平衡計算,空調區內的空氣壓力應符合本規范第7.1.5條的規定。人員集中且密閉性較好,或過渡季節使用大量新風的空調區,應設置機械排風設施,排風量應適應新風量的變化。

    7.3.23 設有集中排風的空調系統,且技術經濟合理時,宜設置空氣—空氣能量回收裝置。

    7.3.24 空氣能量回收系統設計,應符合下列要求:
          1 能量回收裝置的類型,應根據處理風量、新排風中顯熱量和潛熱量的構成以及排風中污染物種類等選擇;
          2 能量回收裝置的計算,應考慮積塵的影響,并對是否結霜或結露進行核算。
     

    7.4 氣流組織

    7.4.1 空調區的氣流組織設計,應根據空調區的溫濕度參數、允許風速、噪聲標準、空氣質量、溫度梯度以及空氣分布特性指標(ADPI)等要求,結合內部裝修、工藝或家具布置等確定;復雜空間空調區的氣流組織設計,宜采用計算流體動力學(CFD)數值模擬計算。

    7.4.2 空調區的送風方式及送風口選型,應符合下列規定:
          1 宜采用百葉、條縫型等風口貼附側送;當側送氣流有阻礙或單位面積送風量較大,且人員活動區的風速要求嚴格時,不應采用側送;
          2 設有吊頂時,應根據空調區的高度及對氣流的要求,采用散流器或孔板送風。當單位面積送風量較大,且人員活動區內的風速或區域溫差要求較小時,應采用孔板送風;
          3 高大空間宜采用噴口送風、旋流風口送風或下部送風;
          4 變風量末端裝置,應保證在風量改變時,氣流組織滿足空調區環境的基本要求;
          5 送風口表面溫度應高于室內露點溫度;低于室內露點溫度時,應采用低溫風口。

    7.4.3 采用貼附側送風時,應符合下列規定:
          1 送風口上緣與頂棚的距離較大時,送風口應設置向上傾斜10°~20°的導流片;
          2 送風口內宜設置防止射流偏斜的導流片;
          3 射流流程中應無阻擋物。

    7.4.4 采用孔板送風時,應符合下列規定:
          1 孔板上部穩壓層的高度應按計算確定,且凈高不應小于0.2m;
          2 向穩壓層內送風的速度宜采用3 m/s~5m/s。除送風射流較長的以外,穩壓層內可不設送風分布支管。穩壓層的送風口處,宜設防止送風氣流直接吹向孔板的導流片或擋板;
          3 孔板布置應與局部熱源分布相適應。

    7.4.5 采用噴口送風時,應符合下列規定:
          1 人員活動區宜位于回流區;
          2 噴口安裝高度,應根據空調區的高度和回流區分布等確定;
          3 兼作熱風供暖時,宜具有改變射流出口角度的功能。

    7.4.6 采用散流器送風時,應滿足下列要求:
          1 風口布置應有利于送風氣流對周圍空氣的誘導,風口中心與側墻的距離不宜小于1.0m;
          2 采用平送方式時,貼附射流區無阻擋物;
          3 兼作熱風供暖,且風口安裝高度較高時,宜具有改變射流出口角度的功能。

    7.4.7 采用置換通風時,應符合下列規定:
          1 房間凈高宜大于2.7m;
          2 送風溫度不宜低于18℃;
          3 空調區的單位面積冷負荷不宜大于120W/m2;
          4 污染源宜為熱源,且污染氣體密度較;
          5 室內人員活動區0. 1m至1.1m高度的空氣垂直溫差不宜大于3℃;
          6 空調區內不宜有其他氣流組織。

    7.4.8 采用地板送風時,應符合下列規定:
          1 送風溫度不宜低于16℃;
          2 熱分層高度應在人員活動區上方;
          3 靜壓箱應保持密閉,與非空調區之間有保溫隔熱處理;
          4 空調區內不宜有其他氣流組織。

    7.4.9 分層空調的氣流組織設計,應符合下列規定:
          1 空調區宜采用雙側送風;當空調區跨度較小時,可采用單側送風,且回風口宜布置在送風口的同側下方;
          2 側送多股平行射流應互相搭接;采用雙側對送射流時,其射程可按相對噴口中點距離的90%計算;
          3 宜減少非空調區向空調區的熱轉移;必要時,宜在非空調區設置送、排風裝置。

    7.4.10 上送風方式的夏季送風溫差,應根據送風口類型、安裝高度、氣流射程長度以及是否貼附等確定,并宜符合下列規定:
          1 在滿足舒適、工藝要求的條件下,宜加大送風溫差;
          2 舒適性空調,宜按表7.4.10-1采用;

    表7.4.10-1.jpg

    3 工藝性空調,宜按表7.4. 10-2采用。
    表7.4.10-2.jpg

    7.4.11 送風口的出口風速,應根據送風方式、送風口類型、安裝高度、空調區允許風速和噪聲標準等確定。

    7.4.12 回風口的布置,應符合下列規定:
          1 不應設在送風射流區內和人員長期停留的地點;采用側送時,宜設在送風口的同側下方;
          2 兼做熱風供暖、房間凈高較高時,宜設在房間的下部;
          3 條件允許時,宜采用集中回風或走廊回風,但走廊的斷面風速不宜過大;
          4 采用置換通風、地板送風時,應設在人員活動區的上方。

    7.4.13 回風口的吸風速度,宜按表7.4.13選用。
     

    表7.4.13.jpg

    7.5 空氣處理

    7.5.1 空氣的冷卻應根據不同條件和要求,分別采用下列處理方式:
          1 循環水蒸發冷卻;
          2 江水、湖水、地下水等天然冷源冷卻;
          3 采用蒸發冷卻和天然冷源等冷卻方式達不到要求時,應采用人工冷源冷卻。

    7.5.2 凡與被冷卻空氣直接接觸的水質均應符合衛生要求?諝饫鋮s采用天然冷源時,應符合下列規定:
          1 水的溫度、硬度等符合使用要求;
          2 地表水使用過后的回水予以再利用;
          3 使用過后的地下水應全部回灌到同一含水層,并不得造成污染。

    7.5.3 空氣冷卻裝置的選擇,應符合下列規定:
          1 采用循環水蒸發冷卻或天然冷源時,宜采用直接蒸發式冷卻裝置、間接蒸發式冷卻裝置和空氣冷卻器;
          2 采用人工冷源時,宜采用空氣冷卻器。當要求利用循環水進行絕熱加濕或利用噴水增加空氣處理后的飽和度時,可選用帶噴水裝置的空氣冷卻器。

    7.5.4 空氣冷卻器的選擇,應符合下列規定:
          1 空氣與冷媒應逆向流動;
          2 冷媒的進口溫度,應比空氣的出口干球溫度至少低3.5℃。冷媒的溫升宜采用5℃~10℃,其流速宜采用0.6m/s~1.5m/s;
          3 迎風面的空氣質量流速宜采用2.5 kg/(m2·s)~3.5kg/(m2·s),當迎風面的空氣質量流速大于3.Okg/(m2·s)時,應在冷卻器后設置擋水板;
          4 低溫送風空調系統的空氣冷卻器,應符合本規范第7.3.13條的規定要求。

    7.5.5 制冷劑直接膨脹式空氣冷卻器的蒸發溫度,應比空氣的出口干球溫度至少低3.5℃。常溫空調系統滿負荷運行時,蒸發溫度不宜低于O℃;低負荷運行時,應防止空氣冷卻器表面結霜。

    7.5.6 空調系統不得采用氨作制冷劑的直接膨脹式空氣冷卻器。

    7.5.7 空氣加熱器的選擇,應符合下列規定:
          1 加熱空氣的熱媒宜采用熱水;
          2 工藝性空調,當室溫允許波動范圍小于±1. O℃時,送風末端的加熱器宜采用電加熱器;
          3 熱水的供水溫度及供回水溫差,應符合本規范第8.5.1條的規定。

    7.5.8 兩管制水系統,當冬夏季空調負荷相差較大時,應分別計算冷、熱盤管的換熱面積;當二者換熱面積相差很大時,宜分別設置冷、熱盤管。

    7.5.9 空調系統的新風和回風應經過濾處理?諝膺^濾器的設置,應符合下列規定:
          1 舒適性空調,當采用粗效過濾器不能滿足要求時,應設置中效過濾器;
          2 工藝性空調,應按空調區的潔凈度要求設置過濾器;
          3 空氣過濾器的阻力應按終阻力計算;
          4 宜設置過濾器阻力監測、報警裝置,并應具備更換條件。

    7.5.10 對于人員密集空調區或空氣質量要求較高的場所,其全空氣空調系統宜設置空氣凈化裝置?諝鈨艋b置的類型,應根據人員密度、初投資、運行費用及空調區環境要求等,經技術經濟比較確定,并符合下列規定:
          1 空氣凈化裝置類型的選擇應根據空凋區污染物性質選擇;
          2 空氣凈化裝置的指標應符合現行相關標準。

    7.5.11 空氣凈化裝置的設置應符合下列規定:
          1 空氣凈化裝置在空氣凈化處理過程中不應產生新的污染;
          2 空氣凈化裝置宜設置在空氣熱濕處理設備的進風口處,凈化要求高時可在出風口處設置二級凈化裝置;
          3 應設置檢查口;
          4 宜具備凈化失效報警功能;
          5 高壓靜電空氣凈化裝置應設置與風機有效聯動的措施。

    7.5.12 冬季空調區濕度有要求時,宜設置加濕裝置。加濕裝置的類型,應根據加濕量、相對濕度允許波動范圍要求等,經技術經濟比較確定,并應符合下列規定:
          1 有蒸汽源時,宜采用干蒸汽加濕器;
          2 無蒸汽源,且空調區濕度控制精度要求嚴格時,宜采用電加濕器;
          3 濕度要求不高時,可采用高壓噴霧或濕膜等絕熱加濕器;
          4 加濕裝置的供水水質應符合衛生要求。

    7.5.13 空氣處理機組宜安裝在空調機房內?照{機房應符合下列規定:
          1 鄰近所服務的空調區;
          2 機房面積和凈高應根據機組尺寸確定,并保證風管的安裝空間以及適當的機組操作、檢修空間;
          3 機房內應考慮排水和地面防水設施。

    8 冷源與熱源

    8.1 一般規定

    8.1.1 供暖空調冷源與熱源應根據建筑物規模、用途、建設地點的能源條件、結構、價格以及國家節能減排和環保政策的相關規定等,通過綜合論證確定,并應符合下列規定:
          1 有可供利用的廢熱或工業余熱的區域,熱源宜采用廢熱或工業余熱。當廢熱或工業余熱的溫度較高、經技術經濟論證合理時,冷源宜采用吸收式冷水機組;
          2 在技術經濟合理的情況下,冷、熱源宜利用淺層地能、太陽能、風能等可再生能源。當采用可再生能源受到氣候等原因的限制無法保證時,應設置輔助冷、熱源;
          3 不具備本條第1、2款的條件,但有城市或區域熱網的地區,集中式空調系統的供熱熱源宜優先采用城市或區域熱網;
          4 不具備本條第1、2款的條件,但城市電網夏季供電充足的地區,空調系統的冷源宜采用電動壓縮式機組;
          5 不具備本條第1款~4款的條件,但城市燃氣供應充足的地區,宜采用燃氣鍋爐、燃氣熱水機供熱或燃氣吸收式冷(溫)水機組供冷、供熱;
          6 不具備本條第1款~5款條件的地區,可采用燃煤鍋爐、燃油鍋爐供熱,蒸汽吸收式冷水機組或燃油吸收式冷(溫)水機組供冷、供熱;
          7 夏季室外空氣設計露點溫度較低的地區,宜采用間接蒸發冷卻冷水機組作為空調系統的冷源;
          8 天然氣供應充足的地區,當建筑的電力負荷、熱負荷和冷負荷能較好匹配、能充分發揮冷、熱、電聯產系統的能源綜合利用效率并經濟技術比較合理時,宜采用分布式燃氣冷熱電三聯供系統;
          9 全年進行空氣調節,且各房間或區域負荷特性相差較大,需要長時間地向建筑物同時供熱和供冷,經技術經濟比較合理時,宜采用水環熱泵空調系統供冷、供熱;
          10 在執行分時電價、峰谷電價差較大的地區,經技術經濟比較,采用低谷電價能夠明顯起到對電網“削峰填谷”和節省運行費用時,宜采用蓄能系統供冷供熱;
          11 夏熱冬冷地區以及干旱缺水地區的中、小型建筑宜采用空氣源熱泵或土壤源地源熱泵系統供冷、供熱;
          12 有天然地表水等資源可供利用、或者有可利用的淺層地下水且能保證100%回灌時,可采用地表水或地下水地源熱泵系統供冷、供熱;
          13 具有多種能源的地區,可采用復合式能源供冷、供熱。

    8.1.2 除符合下列條件之一外,不得采用電直接加熱設備作為空調系統的供暖熱源和空氣加濕熱源:
          1 以供冷為主、供暖負荷非常小,且無法利用熱泵或其他方式提供供暖熱源的建筑,當冬季電力供應充足、夜間可利用低谷電進行蓄熱、且電鍋爐不在用電高峰和平段時間啟用時;
          2 無城市或區域集中供熱,且采用燃氣、用煤、油等燃料受到環;蛳绹栏裣拗频慕ㄖ;
          3 利用可再生能源發電,且其發電量能夠滿足直接電熱用量需求的建筑;
          4 冬季無加濕用蒸汽源,且冬季室內相對濕度要求較高的建筑。

    8.1.3 公共建筑群同時具備下列條件并經技術經濟比較合理時,可采用區域供冷系統:
          1 需要設置集中空調系統的建筑的容積率較高,且整個區域建筑的設計綜合冷負荷密度較大;
          2 用戶負荷及其特性明確;
          3 建筑全年供冷時間長,且需求一致;
          4 具備規劃建設區域供冷站及管網的條件。

    8.1.4 符合下列情況之一時,宜采用分散設置的空調裝置或系統:
          1 全年需要供冷、供暖運行時間較少,采用集中供冷、供暖系統不經濟的建筑;
          2 需設空氣調節的房間布置過于分散的建筑;
          3 設有集中供冷、供暖系統的建筑中,使用時間和要求不同的少數房間;
          4 需增設空調系統,而機房和管道難以設置的既有建筑;
          5 居住建筑。

    8.1.5 集中空調系統的冷水(熱泵)機組臺數及單機制冷量(制熱量)選擇,應能適應空調負荷全年變化規律,滿足季節及部分負荷要求。機組不宜少于兩臺;當小型工程僅設一臺時,應選調節性能優良的機型,并能滿足建筑最低負荷的要求。

    8.1.6 選擇電動壓縮式制冷機組時,其制冷劑應符合國家現行有關環保的規定。

    8.1.7 選擇冷水機組時,應考慮機組水側污垢等因素對機組性能的影響,采用合理的污垢系數對供冷(熱)量進行修正。

    8.1.8 空調冷(熱)水和冷卻水系統中的冷水機組、水泵、末端裝置等設備和管路及部件的工作壓力不應大于其額定工作壓力。
     

    8.2 電動壓縮式冷水機組

    8.2.1 選擇水冷電動壓縮式冷水機組類型時,宜按表8.2.1中的制冷量范圍,經性能價格綜合比較后確定。

    表8.2.1.jpg

    8.2.2 電動壓縮式冷水機組的總裝機容量,應根據計算的空調系統冷負荷值直接選定,不另作附加;在設計條件下,當機組的規格不能符合計算冷負荷的要求時,所選擇機組的總裝機容量與計算冷負荷的比值不得超過1.1。

    8.2.3 冷水機組的選型應采用名義工況制冷性能系數(COP)較高的產品,并同時考慮滿負荷和部分負荷因素,其性能系數應符合現行國家標準《公共建筑節能設計標準》GB 50189的有關規定。

    8.2.4 電動壓縮式冷水機組電動機的供電方式應符合下列規定:
          1 當單臺電動機的額定輸入功率大于1200kW時,應采用高壓供電方式;
          2 當單臺電動機的額定輸入功率大于900kW而小于或等于1200kW時,宜采用高壓供電方式;
          3 當單臺電動機的額定輸入功率大于650kW而小于或等于900kW時,可采用高壓供電方式。

    8.2.5 采用氨作制冷劑時,應采用安全性、密封性能良好的整體式氨冷水機組。

     

    8.3 熱 泵

    8.3.1 空氣源熱泵機組的性能應符合國家現行相關標準的規定,并應符合下列規定:
          1 具有先進可靠的融霜控制,融霜時間總和不應超過運行周期時間的20%;
          2 冬季設計工況時機組性能系數(COP),冷熱風機組不應小于1.80,冷熱水機組不應小于2.00;
          3 冬季寒冷、潮濕的地區,當室外設計溫度低于當地平衡點溫度,或對于室內溫度穩定性有較高要求的空調系統,應設置輔助熱源;
          4 對于同時供冷、供暖的建筑,宜選用熱回收式熱泵機組。
        注:冬季設計工況下的機組性能系數是指冬季室外空調計算溫度條件下,達到設計需求參數時的機組供熱量(W)與機組輸入功率(W)的比值。

    8.3.2 空氣源熱泵機組的有效制熱量應根據室外空調計算溫度,分別采用溫度修正系數和融霜修正系數進行修正。

    8.3.3 空氣源熱泵或風冷制冷機組室外機的設置,應符合下列規定:
          1 確保進風與排風通暢,在排出空氣與吸入空氣之間不發生明顯的氣流短路;
          2 避免受污濁氣流影響;
          3 噪聲和排熱符合周圍環境要求;
          4 便于對室外機的換熱器進行清掃。

    8.3.4 地埋管地源熱泵系統設計時,應符合下列規定:
          1 應通過工程場地狀況調查和對淺層地能資源的勘察,確定地埋管換熱系統實施的可行性與經濟性;
          2 當應用建筑面積在5000m2以上時,應進行巖土熱響應試驗,并應利用巖土熱響應試驗結果進行地埋管換熱器的設計;
          3 地埋管的埋管方式、規格與長度,應根據冷(熱)負荷、占地面積、巖土層結構、巖土體熱物性和機組性能等因素確定;
          4 地埋管換熱系統設計應進行全年供暖空調動態負荷計算,最小計算周期宜為1年。計算周期內,地源熱泵系統總釋熱量和總吸熱量宜基本平衡;
          5 應分別按供冷與供熱工況進行地埋管換熱器的長度計算。當地埋管系統最大釋熱量和最大吸熱量相差不大時,宜取其計算長度的較大者作為地埋管換熱器的長度;當地埋管系統最大釋熱量和最大吸熱量相差較大時,宜取其計算長度的較小者作為地埋管換熱器的長度,采用增設輔助冷(熱)源,或與其他冷熱源系統聯合運行的方式,滿足設計要求;
          6 冬季有凍結可能的地區,地埋管應有防凍措施。

    8.3.5 地下水地源熱泵系統設計時,應符合下列規定:
          1 地下水的持續出水量應滿足地源熱泵系統最大吸熱量或釋熱量的要求;地下水的水溫應滿足機組運行要求,并根據不同的水質采取相應的水處理措施;
          2 地下水系統宜采用變流量設計,并根據空調負荷動態變化調節地下水用量;
          3 熱泵機組集中設置時,應根據水源水質條件確定水源直接進入機組換熱器或另設板式換熱器間接換熱;
          4 應對地下水采取可靠的回灌措施,確保全部回灌到同一含水層,且不得對地下水資源造成污染。

    8.3.6 江河湖水源地源熱泵系統設計時,應符合下列規定:
          1 應對地表水體資源和水體環境進行評價,并取得當地水務主管部門的批準同意。當江河湖為航運通道時,取水口和排水口的設置位置應取得航運主管部門的批準;
          2 應考慮江河的豐水、枯水季節的水位差;
          3 熱泵機組與地表水水體的換熱方式應根據機組的設置、水體水溫、水質、水深、換熱量等條件確定;
          4 開式地表水換熱系統的取水口,應設在水位適宜、水質較好的位置,并應位于排水口的上游,遠離排水口;地表水進人熱泵機組前,應設置過濾、清洗、滅藻等水處理措施,并不得造成環境污染;
          5 采用地表水盤管換熱器時,盤管的形式、規格與長度,應根據冷(熱)負荷、水體面積、水體深度、水體溫度的變化規律和機組性能等因素確定;
          6 在冬季有凍結可能的地區,閉式地表水換熱系統應有防凍措施。

    8.3.7 海水源地源熱泵系統設計時,應符合下列規定:
          1 海水換熱系統應根據海水水文狀況、溫度變化規律等進行設計;
          2 海水設計溫度宜根據近30年取水點區域的海水溫度確定;
          3 開式系統中的取水口深度應根據海水水深溫度特性進行優化后確定,距離海底高度宜大于2.5m;取水口應能抵抗大風和海水的潮汐引起的水流應力;取水口處應設置過濾器、殺菌及防生物附著裝置;排水口應與取水口保持一定的距離;
          4 與海水接觸的設備及管道,應具有耐海水腐蝕性能,應采取防止海洋生物附著的措施;中間換熱器應具備可拆卸功能;
          5 閉式海水換熱系統在冬季有凍結可能的地區,應采取防凍措施。

    8.3.8 污水源地源熱泵系統設計時,應符合下列規定:
          1 應考慮污水水溫、水質及流量的變化規律和對后續污水處理工藝的影響等因素;
          2 采用開式原生污水源地源熱泵系統時,原生污水取水口處設置的過濾裝置應具有連續反沖洗功能,取水口處污水量應穩定;排水口應位于取水口下游并與取水口保持一定的距離;
          3 采用開式原生污水源地源熱泵系統設中間換熱器時,中間換熱器應具備可拆卸功能;原生污水直接進入熱泵機組時,應采用冷媒側轉換的熱泵機組,且與原生污水接觸的換熱器應特殊設計。
          4 采用再生水污水源熱泵系統時,宜采用再生水直接進入熱泵機組的開式系統。

    8.3.9 水環熱泵空調系統的設計,應符合下列規定:
          1 循環水水溫宜控制在15℃~35℃;
          2 循環水宜采用閉式系統。采用開式冷卻塔時,宜設置中間換熱器;
          3 輔助熱源的供熱量應根據冬季白天高峰和夜間低谷負荷時的建筑物的供暖負荷、系統內區可回收的余熱等,經熱平衡計算確定。輔助熱源的選擇原則應符合本規范第8.1.1條規定;
          4 水環熱泵空調系統的循環水系統較小時,可采用定流量運行方式;系統較大時,宜采用變流量運行方式。當采用變流量運行方式時,機組的循環水管道上應設置與機組啟停連鎖控制的開關式電動閥;
          5 水源熱泵機組應采取有效的隔振及消聲措施,并滿足空調區噪聲標準要求。

    8.4 溴化鋰吸收式機組

    8.4.1 采用溴化鋰吸收式冷(溫)水機組時,其使用的能源種類應根據當地的資源情況合理確定;在具有多種可使用能源時,宜按照以下優先順序確定:
          1 廢熱或工業余熱;
          2 利用可再生能源產生的熱源;
          3 礦物質能源優先順序為天然氣、人工煤氣、液化石油氣、燃油等。

    8.4.2 溴化鋰吸收式機組的機型應根據熱源參數確定。除第8.4.1條第1款、第2款和利用區域或市政集中熱水為熱源外.礦物質能源直接燃燒和提供熱源的溴化鋰吸收式機組均不應采用單效型機組。

    8.4.3 選用直燃式機組時,應符合下列規定:
          1 機組應考慮冷、熱負荷與機組供冷、供熱量的匹配,宜按滿足夏季冷負荷和冬季熱負荷的需求中的機型較小者選擇;
          2 當機組供熱能力不足時,可加大高壓發生器和燃燒器以增加供熱量,但其高壓發生器和燃燒器的最大供熱能力不宜大于所選直燃式機組型號額定熱量的50%;
          3 當機組供冷能力不足時,宜采用輔助電制冷等措施。

    8.4.4 吸收式機組的性能參數應符合現行國家標準《公共建筑節能設計標準》GB 50189的有關規定。采用供冷(溫)及生活熱水三用型直燃機時,尚應滿足下列要求:
          1 完全滿足冷(溫)水及生活熱水日負荷變化和季節負荷變化的要求;
          2 應能按冷(溫)水及生活熱水的負荷需求進行調節;
          3 當生活熱水負荷大、波動大或使用要求高時,應設置儲水裝置,如容積式換熱器、水箱等。若仍不能滿足要求的,則應另設專用熱水機組供應生活熱水。

    8.4.5 當建筑在整個冬季的實時冷、熱負荷比值變化大時,四管制和分區兩管制空調系統不宜采用直燃式機組作為單獨冷熱源。

    8.4.6 小型集中空調系統,當利用廢熱熱源或太陽能提供的熱源,且熱源供水溫度在60℃~85℃時,可采用吸附式冷水機組制冷。

    8.4.7 直燃型溴化鋰吸收式冷(溫)水機組的儲油、供油、燃氣系統等的設計,均應符合現行國家有關標準的規定

    8.5 空調冷熱水及冷凝水系統

    8.5.1 空調冷水、空調熱水參數應考慮對冷熱源裝置、末端設備、循環水泵功率的影響等因素,并按下列原則確定:
          1 采用冷水機組直接供冷時,空調冷水供水溫度不宜低于5℃,空凋冷水供回水溫差不應小于5℃;有條件時,宜適當增大供回水溫差。
          2 采用蓄冷空調系統時,空調冷水供水溫度和供回水溫差應根據蓄冷介質和蓄冷、取冷方式分別確定,并應符合本規范第8.7.6條和第8.7.7條的規定。
          3 采用溫濕度獨立控制空調系統時,負擔顯熱的冷水機組的空調供水溫度不宜低于16℃;當采用強制對流末端設備時,空調冷水供回水溫差不宜小于5℃。
          4 采用蒸發冷卻或天然冷源制取空調冷水時,空調冷水的供水溫度,應根據當地氣象條件和末端設備的工作能力合理確定;采用強制對流末端設備時,供回水溫差不宜小于4℃。
          5 采用輻射供冷末端設備時,供水溫度應以末端設備表面不結露為原則確定;供回水溫差不應小于2℃。
          6 采用市政熱力或鍋爐供應的一次熱源通過換熱器加熱的二次空調熱水時,其供水溫度宜根據系統需求和末端能力確定。對于非預熱盤管,供水溫度宜采用50℃~60℃,用于嚴寒地區預熱時,供水溫度不宜低于70℃?照{熱水的供回水溫差,嚴寒和寒冷地區不宜小于15℃,夏熱冬冷地區不宜小于10℃。
          7 采用直燃式冷(溫)水機組、空氣源熱泵、地源熱泵等作為熱源時,空調熱水供回水溫度和溫差應按設備要求和具體情況確定,并應使設備具有較高的供熱性能系數。
          8 采用區域供冷系統時,供回水溫差應符合本規范第8.8.2條的要求。

    8.5.2 除采用直接蒸發冷卻器的系統外,空調水系統應采用閉式循環系統。

    8.5.3 當建筑物所有區域只要求按季節同時進行供冷和供熱轉換時,應采用兩管制的空調水系統。當建筑物內一些區域的空調系統需全年供應空調冷水、其他區域僅要求按季節進行供冷和供熱轉換時,可采用分區兩管制空調水系統。當空調水系統的供冷和供熱工況轉換頻繁或需同時使用時,宜采用四管制水系統。

    8.5.4 集中空調冷水系統的選擇,應符合下列規定:
          1 除設置一臺冷水機組的小型工程外,不應采用定流量一級泵系統;
          2 冷水水溫和供回水溫差要求一致且各區域管路壓力損失相差不大的中小型工程,宜采用變流量一級泵系統;單臺水泵功率較大時,經技術和經濟比較,在確保設備的適應性、控制方案和運行管理可靠的前提下,可采用冷水機組變流量方式;
          3 系統作用半徑較大、設計水流阻力較高的大型工程,宜采用變流量二級泵系統。當各環路的設計水溫一致且設計水流阻力接近時,二級泵宜集中設置;當各環路的設計水流阻力相差較大或各系統水溫或溫差要求不同時,宜按區域或系統分別設置二級泵;
          4 冷源設備集中設置且用戶分散的區域供冷等大規?照{冷水系統,當二級泵的輸送距離較遠且各用戶管路阻力相差較大,或者水溫(溫差)要求不同時,可采用多級泵系統。

    8.5.5 采用換熱器加熱或冷卻的二次空調水系統的循環水泵宜采用變速調節。對供冷(熱)負荷和規模較大工程,當各區域管路阻力相差較大或需要對二次水系統分別管理時,可按區域分別設置換熱器和二次循環泵。

    8.5.6 空調水系統自控閥門的設置應符合下列規定:
          1 多臺冷水機組和冷水泵之間通過共用集管連接時,每臺冷水機組進水或出水管道上應設置與對應的冷水機組和水泵連鎖開關的電動兩通閥;
          2 除定流量一級泵系統外,空調末端裝置應設置水路電動兩通閥。

    8.5.7 定流量一級泵系統應設置室內空氣溫度調控或自動控制措施。

    8.5.8 變流量一級泵系統采用冷水機組定流量方式時,應在系統的供回水管之間設置電動旁通調節閥,旁通調節閥的設計流量宜取容量最大的單臺冷水機組的額定流量。

    8.5.9 變流量一級泵系統采用冷水機組變流量方式時,空調水系統設計應符合下列規定:
          1 一級泵應采用調速泵;
          2 在總供、回水管之間應設旁通管和電動旁通調節閥,旁通調節閥的設計流量應取各臺冷水機組允許的最小流量中的最大值;
          3 應考慮蒸發器最大許可的水壓降和水流對蒸發器管束的侵蝕因素,確定冷水機組的最大流量;冷水機組的最小流量不應影響到蒸發器換熱效果和運行安全性;
          4 應選擇允許水流量變化范圍大、適應冷水流量快速變化(允許流量變化率大)、具有減少出水溫度波動的控制功能的冷水機組;
          5 采用多臺冷水機組時,應選擇在設計流量下蒸發器水壓降相同或接近的冷水機組。

    8.5.10 二級泵和多級泵系統的設計應符合下列規定:
          1 應在供回水總管之間冷源側和負荷側分界處設平衡管,平衡管宜設置在冷源機房內,管徑不宜小于總供回水管管徑;
          2 采用二級泵系統且按區域分別設置二級泵時,應考慮服務區域的平面布置、系統的壓力分布等因素,合理確定二級泵的設置位置;
          3 二級泵等負荷側各級泵應采用變速泵。

    8.5.11 除空調熱水和空調冷水系統的流量和管網阻力特性及水泵工作特性相吻合的情況外,兩管制空調水系統應分別設置冷水和熱水循環泵。

    8.5.12 在選配空調冷熱水系統的循環水泵時,應計算循環水泵的耗電輸冷(熱)比EC(H)R,并應標注在施工圖的設計說明中。耗電輸冷(熱)比應符合下式要求:

    表8.5.12.jpg表8.5.12-1.jpg表8.5.12-2.jpg表8.5.12-3.jpg表8.5.12-4.jpg表8.5.12-5.jpg8.5.13 空調水循環泵臺數應符合下列規定:
          1 水泵定流量運行的一級泵,其設置臺數和流量應與冷水機組的臺數和流量相對應,并宜與冷水機組的管道一對一連接;
          2 變流量運行的每個分區的各級水泵不宜少于2臺。當所有的同級水泵均采用變速調節方式時,臺數不宜過多;
          3 空調熱水泵臺數不宜少于2臺;嚴寒及寒冷地區,當熱水泵不超過3臺時,其中一臺宜設置為備用泵。

    8.5.14 空凋水系統布置和選擇管徑時,應減少并聯環路之間壓力損失的相對差額。當設計工況時并聯環路之間壓力損失的相對差額超過15%時,應采取水力平衡措施。

    8.5.15 空調冷水系統的設計補水量(小時流量)可按系統水容量的1%計算。

    8.5.16 空調水系統的補水點,宜設置在循環水泵的吸入口處。當采用高位膨脹水箱定壓時,應通過膨脹水箱直接向系統補水;采用其他定壓方式時,如果補水壓力低于補水點壓力,應設置補水泵?照{補水泵的選擇及設置應符合下列規定:
          1 補水泵的揚程,應保證補水壓力比補水點的工作壓力高30kPa~50kPa;
          2 補水泵宜設置2臺,補水泵的總小時流量宜為系統水容量的5%~10%;
          3 當僅設置1臺補水泵時,嚴寒及寒冷地區空調熱水用及冷熱水合用的補水泵,宜設置備用泵。

    8.5.17 當設置補水泵時,空調水系統應設補水調節水箱;水箱的調節容積應根據水源的供水能力、軟化設備的間斷運行時間及補水泵運行情況等因素確定。

    8.5.18 閉式空調水系統的定壓和膨脹設計應符合下列規定:
          1 定壓點宜設在循環水泵的吸入口處,定壓點最低壓力宜使管道系統任何一點的表壓均高于5kPa以上;
          2 宜優先采用高位膨脹水箱定壓;
          3 當水系統設置獨立的定壓設施時,膨脹管上不應設置閥門;當各系統合用定壓設施且需要分別檢修時,膨脹管上應設置帶電信號的檢修閥,且各空調水系統應設置安全閥;
          4 系統的膨脹水量應進行回收。

    8.5.19 空調冷熱水的水質應符合國家現行相關標準規定。當給水硬度較高時,空調熱水系統的補水宜進行水質軟化處理。

    8.5.20 空調熱水管道設計應符合下列規定:
          1 當空調熱水管道利用自然補償不能滿足要求時,應設置補償器;
          2 坡度應符合本規范第5.9.6對熱水供暖管道的要求。

    8.5.21 空調水系統應設置排氣和泄水裝置。

    8.5.22 冷水機組或換熱器、循環水泵、補水泵等設備的入口管道上,應根據需要設置過濾器或除污器。

    8.5.23 冷凝水管道的設置應符合下列規定:
          1 當空調設備冷凝水積水盤位于機組的正壓段時,凝水盤的出水口宜設置水封;位于負壓段時,應設置水封,且水封高度應大于凝水盤處正壓或負壓值;
          2 凝水盤的泄水支管沿水流方向坡度不宜小于0. 010;冷凝水干管坡度不宜小于0.005,不應小于0.003,且不允許有積水部位;
          3 冷凝水水平干管始端應設置掃除口;
          4 冷凝水管道宜采用塑料管或熱鍍鋅鋼管;當凝結水管表面可能產生二次冷凝水且對使用房間有可能造成影響時,凝結水管道應采取防結露措施;
          5 冷凝水排入污水系統時,應有空氣隔斷措施;冷凝水管不得與室內雨水系統直接連接;
          6 冷凝水管管徑應按冷凝水的流量和管道坡度確定。

     

    8.6 冷卻水系統

    8.6.1 除使用地表水之外,空調系統的冷卻水應循環使用。技術經濟比較合理且條件具備時,冷卻塔可作為冷源設備使用。

    8.6.2 以供冷為主、兼有供熱需求的建筑物,在技術經濟合理的前提下,可采取措施對制冷機組的冷凝熱進行回收利用。

    8.6.3 空調系統的冷卻水水溫應符合下列規定:
          1 冷水機組的冷卻水進口溫度宜按照機組額定工況下的要求確定,且不宜高于33℃;
          2 冷卻水進口最低溫度應按制冷機組的要求確定,電動壓縮式冷水機組不宜小于15. 5℃,溴化鋰吸收式冷水機組不宜小于24℃;全年運行的冷卻水系統,宜對冷卻水的供水溫度采取調節措施;
          3 冷卻水進出口溫差應根據冷水機組設定參數和冷卻塔性能確定,電動壓縮式冷水機組不宜小于50℃,溴化鋰吸收式冷水機組宜為5℃~7℃。

    8.6.4 冷卻水系統設計時應符合下列規定:
          1 應設置保證冷卻水系統水質的水處理裝置;
          2 水泵或冷水機組的入口管道上應設置過濾器或除污器;
          3 采用水冷管殼式冷凝器的冷水機組,宜設置自動在線清洗裝置;
          4 當開式冷卻水系統不能滿足制冷設備的水質要求時,應采用閉式循環系統。

    8.6.5 集中設置的冷水機組與冷卻水泵,臺數和流量均應對應;分散設置的水冷整體式空調器或小型戶式冷水機組,可以合用冷卻水系統;冷卻水泵的揚程應滿足冷卻塔的進水壓力要求。

    8.6.6 冷卻塔的選用和設置應符合下列規定:
          1 在夏季空調室外計算濕球溫度條件下,冷卻塔的出口水溫、進出口水溫降和循環水量應滿足冷水機組的要求;
          2 對進口水壓有要求的冷卻塔的臺數,應與冷卻水泵臺數相對應;
          3 供暖室外計算溫度在0℃以下的地區,冬季運行的冷卻塔應采取防凍措施,冬季不運行的冷卻塔及其室外管道應能泄空;
          4 冷卻塔設置位置應保證通風良好、遠離高溫或有害氣體,并避免飄水對周圍環境的影響;
          5 冷卻塔的噪聲控制應符合本規范第10章的有關要求;
          6 應采用阻燃型材料制作的冷卻塔,并符合防火要求;
          7 對于雙工況制冷機組,若機組在兩種工況下對于冷卻水溫的參數要求有所不同時,應分別進行兩種工況下冷卻塔熱工性能的復核計算。

    8.6.7 間歇運行的開式冷卻塔的集水盤或下部設置的集水箱,其有效存水容積,應大于濕潤冷卻塔填料等部件所需水量,以及停泵時靠重力流入的管道內的水容量。

    8.6.8 當設置冷卻水集水箱且必須設置在室內時,集水箱宜設置在冷卻塔的下一層,且冷卻塔布水器與集水箱設計水位之間的高差不應超過8m。

    8.6.9 冷水機組、冷卻水泵、冷卻塔或集水箱之間的位置和連接應符合下列規定:
          1 冷卻水泵應自灌吸水,冷卻塔集水盤或集水箱最低水位與冷卻水泵吸水口的高差應大于管道、管件、設備的阻力;
          2 多臺冷水機組和冷卻水泵之間通過共用集管連接時,每臺冷水機組進水或出水管道上應設置與對應的冷水機組和水泵連鎖開關的電動兩通閥;
          3 多臺冷卻水泵或冷水機組與冷卻塔之間通過共用集管連接時,在每臺冷卻塔進水管上宜設置與對應水泵連鎖開閉的電動閥;對進口水壓有要求的冷卻塔,應設置與對應水泵連鎖開閉的電動閥。當每臺冷卻塔進水管上設置電動閥時,除設置集水箱或冷卻塔底部為共用集水盤的情況外,每臺冷卻塔的出水管上也應設置與冷卻水泵連鎖開閉的電動閥。

    8.6.10 當多臺冷卻塔與冷卻水泵或冷水機組之間通過共用集管連接時,應使各臺冷卻塔并聯環路的壓力損失大致相同。當采用開式冷卻塔時,底盤之間宜設平衡管,或在各臺冷卻塔底部設置共用集水盤。

    8.6.11 開式冷卻塔補水量應按系統的蒸發損失、飄逸損失、排污泄漏損失之和計算。不設集水箱的系統,應在冷卻塔底盤處補水;設置集水箱的系統,應在集水箱處補水。
     

    8.7 蓄冷與蓄熱

    8.7.1 符合以下條件之一,且經綜合技術經濟比較合理時,宜采用蓄冷(熱)系統供冷(熱):
          1 執行分時電價、峰谷電價差較大的地區,或有其他用電鼓勵政策時;
          2 空調冷、熱負荷峰值的發生時刻與電力峰值的發生時刻接近、且電網低谷時段的冷、熱負荷較小時;
          3 建筑物的冷、熱負荷具有顯著的不均勻性,或逐時空調冷、熱負荷的峰谷差懸殊,按照峰值負荷設計裝機容量的設備經常處于部分負荷下運行,利用閑置設備進行制冷或供熱能夠取得較好的經濟效益時;
          4 電能的峰值供應量受到限制,以至于不采用蓄冷系統能源供應不能滿足建筑空氣調節的正常使用要求時;
          5 改造工程,既有冷(熱)源設備不能滿足新的冷(熱)負荷的峰值需要,且在空調負荷的非高峰時段總制冷(熱)量存在富裕量時;
          6 建筑空調系統采用低溫送風方式或需要較低的冷水供水溫度時;
          7 區域供冷系統中,采用較大的冷水溫差供冷時;
          8 必須設置部分應急冷源的場所。

    8.7.2 蓄冷空調系統設計應符合下列規定:
          1 應計算一個蓄冷—釋冷周期的逐時空調冷負荷,且應考慮間歇運行的冷負荷附加;
          2 應根據蓄冷—釋冷周期內冷負荷曲線、電網峰谷時段以及電價、建筑物能夠提供的設置蓄冷設備的空間等因素,經綜合比較后確定采用全負荷蓄冷或部分負荷蓄冷。

    8.7.3 冰蓄冷裝置和制冷機組的容量,應保證在設計蓄冷時段內完成全部預定的冷量蓄存,并宜按照附錄J的規定確定。冰蓄冷裝置的蓄冷和釋冷特性應滿足蓄冷空調系統的需求。

    8.7.4 冰蓄冷系統,當設計蓄冷時段仍需供冷,且符合下列情況之一時,宜配置基載機組:
          1 基載冷負荷超過制冷主機單臺空調工況制冷量的20%時;
          2 基載冷負荷超過350kW時;
          3 基載負荷下的空凋總冷量(kWh)超過設計蓄冰冷量(kWh)的10%時。

    8.7.5 冰蓄冷系統載冷劑選擇及管路設計應符合現行行業標準《蓄冷空調工程技術規程》JGJ 158的有關規定。

    8.7.6 采用冰蓄冷系統時,應適當加大空調冷水的供回水溫差,并應符合下列規定:
          1 當空調冷水直接進入建筑內各空調末端時,若采用冰盤管內融冰方式,空調系統的冷水供回水溫差不應小于6℃,供水溫度不宜高于6℃;若采用冰盤管外融冰方式,空調系統的冷水供回水溫差不應小于8℃,供水溫度不宜高于5℃;
          2 當建筑空調水系統由于分區而存在二次冷水的需求時,若采用冰盤管內融冰方式,空凋系統的一次冷水供回水溫差不應小于5℃,供水溫度不宜高于6℃;若采用冰盤管外融冰方式,空調系統的一次冷水供回水溫差不應小于6℃,供水溫度不宜高于5℃;
          3 當空調系統采用低溫送風方式時,其冷水供回水溫度,應經經濟技術比較后確定。供水溫度不宜高于5℃;
          4 采用區域供冷時,溫差要求應符合第8.8.2條的要求。

    8.7.7 水蓄冷(熱)系統設計應符合下列規定:
          1 蓄冷水溫不宜低于4℃,蓄冷水池的蓄水深度不宜低于2m;
          2 當空凋水系統最高點高于蓄冷(或蓄熱)水池設計水面時,宜采用板式換熱器間接供冷(熱);當高差大于1Om時,應采用板式換熱器間接供冷(熱)。如果采用直接供冷(熱)方式,水路設計應采用防止水倒灌的措施;
          3 蓄冷水池與消防水池合用時,其技術方案應經過當地消防部門的審批,并應采取切實可靠的措施保證消防供水的要求:
          4 蓄熱水池不應與消防水池合用。

    8.8 區域供冷

    8.8.1 區域供冷時,應優先考慮利用分布式能源站、熱電廠等余熱作為制冷能源。

    8.8.2 采用區域供冷方式時,宜采用冰蓄冷系統?照{冷水供回水溫差應符合下列規定:
          1 采用電動壓縮式冷水機組供冷時,不宜小于7℃;
          2 采用冰蓄冷系統時,不應小于9℃。

    8.8.3 區域供冷站的設計應符合下列規定:
          1 應根據建設的不同階段及用戶的使用特點進行冷負荷分析,并確定同時使用系數和系統的總裝機容量:
          2 應考慮分期投入和建設的可能性;
          3 區域供冷站宜位于冷負荷中心,且可根據需要獨立設置;供冷半徑應經技術經濟比較確定;
          4 應設計自動控制系統及能源管理優化系統。

    8.8.4 區域供冷管網的設計應符合下列規定:
          1 負荷側的共用輸配管網和用戶管道應按變流量系統設計。各段管道的設計流量應按其所負擔的建筑或區域的最大逐時冷負荷,并考慮同時使用系數后確定;
          2 區域供冷系統管網與建筑單體的空調水系統規模較大時,宜采用用戶設置換熱器間接供冷的方式;規模較小時,可根據水溫、系統壓力和管理等因素,采用用戶設置換熱器間接供冷或采用直接串聯的多級泵系統;
          3 應進行管網的水力工況分析及水力平衡計算,并通過經濟技術比較確定管網的計算比摩阻。管網設計的最大水流速不宜超過2.9m/s。當各環路的水力不平衡率超過15%時,應采取相應的水力平衡措施;
          4 供冷管道宜采用帶有保溫及防水保護層的成品管材。設計沿程冷損失應小于設計輸送總冷量的5%;
          5 用戶入口應設有冷量計量裝置和控制調節裝置,并宜分段設置用于檢修的閥門井。

    8.9 燃氣冷熱電三聯供

    8.9.1 采用燃氣冷熱電三聯供系統時,應優化系統配置,滿足能源梯級利用的要求。

    8.9.2 設備配置及系統設計應符合下列原則:
          1 以冷、熱負荷定發電量;
          2 優先滿足本建筑的機電系統用電。

    8.9.3 余熱利用設備及容量選擇應符合下列規定:
          1 宜采用余熱直接回收利用的方式;
          2 余熱利用設備最低制冷容量,不應低于發電機滿負荷運行時產生的余熱制冷量。

    8.10 制冷機房

    8.10.1 制冷機房設計時,應符合下列規定:
           1 制冷機房宜設在空調負荷的中心;
           2 宜設置值班室或控制室,根據使用需求也可設置維修及工具間;
           3 機房內應有良好的通風設施;地下機房應設置機械通風,必要時設置事故通風;值班室或控制室的室內設計參數應滿足工作要求;
           4 機房應預留安裝孔、洞及運輸通道;
           5 機組制冷劑安全閥泄壓管應接至室外安全處;
           6 機房應設電話及事故照明裝置,照度不宜小于100lx,測量儀表集中處應設局部照明;
           7 機房內的地面和設備機座應采用易于清洗的面層;機房內應設置給水與排水設施,滿足水系統沖洗、排污要求;
           8 當冬季機房內設備和管道中存水或不能保證完全放空時,機房內應采取供熱措施,保證房間溫度達到5℃以上。

    8.10.2 機房內設備布置應符合下列規定:
           1 機組與墻之間的凈距不小于1m,與配電柜的距離不小于1.5m;
           2 機組與機組或其他設備之間的凈距不小于1.2m;
           3 宜留有不小于蒸發器、冷凝器或低溫發生器長度的維修距離;
           4 機組與其上方管道、煙道或電纜橋架的凈距不小于1m;
           5 機房主要通道的寬度不小于1. 5m。

    8.10.3 氨制冷機房設計應符合下列規定:
           1 氨制冷機房單獨設置且遠離建筑群;
           2 機房內嚴禁采用明火供暖;
           3 機房應有良好的通風條件,同時應設置事故排風裝置,換氣次數每小時不少于12次,排風機應選用防爆型;
           4 制冷劑室外泄壓口應高于周圍50m范圍內最高建筑屋脊5m,并采取防止雷擊、防止雨水或雜物進入泄壓管的裝置;
           5 應設置緊急泄氨裝置,在緊急情況下,能將機組氨液溶于水中,并排至經有關部門批準的儲罐或水池。

    8.10.4 直燃吸收式機組機房的設計應符合下列規定:
           1 應符合國家現行有關防火及燃氣設計規范的相關規定;
           2 宜單獨設置機房;不能單獨設置機房時,機房應靠建筑物的外墻,并采用耐火極限大于2h防爆墻和耐火極限大于1.5h現澆樓板與相鄰部位隔開;當與相鄰部位必須設門時,應設甲級防火門;
           3 不應與人員密集場所和主要疏散口貼鄰設置;
           4 燃氣直燃型制冷機組機房單層面積大于200m2時,機房應設直接對外的安全出口;
           5 應設置泄壓口,泄壓口面積不應小于機房占地面積的10%(當通風管道或通風井直通室外時,其面積可計入機房的泄壓面積);泄壓口應避開人員密集場所和主要安全出口;
           6 不應設置吊頂;
           7 煙道布置不應影響機組的燃燒效率及制冷效率。

    8.11 鍋爐房及換熱機房

    8.11.1 采用城市熱網或區域鍋爐房(蒸汽、熱水)供熱的空調系統,宜設換熱機房,通過換熱器進行間接供熱。鍋爐房、換熱機房應設置計量表具。

    8.11.2 換熱器的選擇,應符合下列規定:
           1 應選擇高效、緊湊、便于維護管理、使用壽命長的換熱器,其類型、構造、材質與換熱介質理化特性及換熱系統使用要求相適應;
           2 熱泵空調系統,從低溫熱源取熱時,應采用能以緊湊形式實現小溫差換熱的板式換熱器;
           3 水-水換熱器宜采用板式換熱器。

    8.11.3 換熱器的配置應符合下列規定:
           1 換熱器總臺數不應多于四臺。全年使用的換熱系統中,換熱器的臺數不應少于兩臺;非全年使用的換熱系統中,換熱器的臺數不宜少于兩臺;
           2 換熱器的總換熱量應在換熱系統設計熱負荷的基礎上乘以附加系數,宜按表8.11.3取值,供暖系統的換熱器還應同時滿足本條第3款的要求;
           3 供暖系統的換熱器,一臺停止工作時,剩余換熱器的設計換熱量應保障供熱量的要求,寒冷地區不應低于設計供熱量的65%,嚴寒地區不應低于設計供熱量的70%。

    表8.11.3.jpg8.11.4 當換熱器表面產生污垢不易被清潔時,宜設置免拆卸清洗或在線清洗系統。

    8.11.5 當換熱介質為非清水介質時,換熱器宜設在獨立房間內,且應設置清洗設施及通風系統。

    8.11.6 汽水換熱器的蒸汽凝結水,宜回收利用。

    8.11.7 鍋爐房的設置與設計除應符合本規范規定外,尚應符合現行國家標準《鍋爐房設計規范》GB 50041、《高層民用建筑設計防火規范》GB 50045、《建筑設計防火規范》GB 50016的有關規定以及工程所在地主管部門的管理要求。

    8.11.8 鍋爐房及單臺鍋爐的設計容量與鍋爐臺數應符合下列規定:
           1 鍋爐房的設計容量應根據供熱系統綜合最大熱負荷確定;
           2 單臺鍋爐的設計容量應以保證其具有長時間較高運行效率的原則確定,實際運行負荷率不宜低于50%;
           3 在保證鍋爐具有長時間較高運行效率的前提下,各臺鍋爐的容量宜相等;
           4 鍋爐房鍋爐總臺數不宜過多,全年使用時不應少于兩臺,非全年使用時不宜少于兩臺;
           5 其中一臺因故停止工作時,剩余鍋爐的設計換熱量應符合業主保障供熱量的要求,并且對于寒冷地區和嚴寒地區供熱(包括供暖和空調供熱),剩余鍋爐的總供熱量分別不應低于設計供熱量的65%和70%。

    8.11.9 除廚房、洗衣、高溫消毒以及冬季空調加濕等必須采用蒸汽的熱負荷外,其余熱負荷應以熱水鍋爐為熱源。當蒸汽熱負荷在總熱負荷中的比例大于70%且總熱負荷≤1.4MW時,可采用蒸汽鍋爐。

    8.11.10 鍋爐額定熱效率不應低于現行國家標準《公共建筑節能設計標準》GB 50189的有關規定。當供熱系統的設計回水溫度小于或等于50℃時,宜采用冷凝式鍋爐。

    8.11.11 當采用真空熱水鍋爐時,最高用熱溫度宜小于或等于85℃。

    8.11. 12 集中供暖系統采用變流量水系統時,循環水泵宜采用變速調節控制。

    8.11.13 在選配集中供暖系統的循環水泵時,應計算循環水泵的耗電輸熱比(EHR),并應標注在施工圖的設計說明中。循環泵耗電輸熱比應符合下式要求:表8.11.13.jpg

     8.11.14 鍋爐房及換熱機房,應設置供熱量控制裝置。

    8.11.15 鍋爐房、換熱機房的設計補水量(小時流量)可按系統水容量的1%計算,補水泵設置應符合本規范8.5. 16條規定。

    8.11.16 閉式循環水系統的定壓和膨脹方式,應符合本規范第8.5.18條規定。當采用對系統含氧量要求嚴格的散熱器設備時,宜采用能容納膨脹水量的閉式定壓方式或進行除氧處理。
     

    9 檢測與監控

    9.1 一般規定

    9.1.1 供暖、通風與空調系統應設置檢測與監控設備或系統,并應符合下列規定:
          1 檢測與監控內容可包括參數檢測、參數與設備狀態顯示、自動調節與控制、工況自動轉換、設備連鎖與自動保護、能量計量以及中央監控與管理等。具體內容和方式應根據建筑物的功能與要求、系統類型、設備運行時間以及工藝對管理的要求等因素,通過技術經濟比較確定;
          2 系統規模大,制冷空調設備臺數多且相關聯各部分相距較遠時,應采用集中監控系統;
          3 不具備采用集中監控系統的供暖、通風與空調系統,宜采用就地控制設備或系統。

    9.1.2 供暖、通風與空調系統的參數檢測應符合下列規定:
          1 反映設備和管道系統在啟停、運行及事故處理過程中的安全和經濟運行的參數,應進行檢測;
          2 用于設備和系統主要性能計算和經濟分析所需要的參數,宜進行檢測;
          3 檢測儀表的選擇和設置應與報警、自動控制和計算機監視等內容綜合考慮,不宜重復設置,就地檢測儀表應設在便于觀察的地點。

    9.1.3 采用集中監控系統控制的動力設備,應設就地手動控制裝置,并通過遠程/就地轉換開關實現遠距離與就地手動控制之間的轉換;遠程/就地轉換開關的狀態應為監控系統的檢測參數之一。

    9.1.4 供暖、通風與空凋設備設置聯動、連鎖等保護措施時,應符合下列規定:
          1 當采用集中監控系統時,聯動、連鎖等保護措施應由集中監控系統實現;
          2 當采用就地自動控制系統時,聯動、連鎖等保護措施,應為自控系統的一部分或獨立設置;
          3 當無集中監控或就地自動控制系統時,應設置專門聯動、連鎖等保護措施。

    9.1.5 鍋爐房、換熱機房和制冷機房的能量計量應符合下列規定:
          1 應計量燃料的消耗量;
          2 應計量耗電量;
          3 應計量集中供熱系統的供熱量;
          4 應計量補水量;
          5 應計量集中空調系統冷源的供冷量;
          6 循環水泵耗電量宜單獨計量。

    9.1.6 中央級監控管理系統應符合下列規定:
          1 應能以與現場測量儀表相同的時間間隔與測量精度連續記錄,顯示各系統運行參數和設備狀態。其存儲介質和數據庫應能保證記錄連續一年以上的運行參數;
          2 應能計算和定期統計系統的能量消耗、各臺設備連續和累計運行時間;
          3 應能改變各控制器的設定值,并能對設置為“遠程”狀態的設備直接進行啟、停和調節;
          4 應根據預定的時間表,或依據節能控制程序自動進行系統或設備的啟停;
          5 應設立操作者權限控制等安全機制;
          6 應有參數越限報警、事故報警及報警記錄功能,并宜設有系統或設備故障診斷功能;
          7 宜設置可與其他弱電系統數據共享的集成接口。

    9.1.7 防排煙系統的檢測與監控,應執行國家現行有關防火規范的規定;與防排煙系統合用的通風空調系統應按消防設置的要求供電,并在火災時轉入火災控制狀態;通風空調風道上的防火閥宜具有位置反饋功能。

    9.1.8 有特殊要求的冷熱源機房、通風和空調系統的檢測與監控應符合相關規范的規定。
     

    9.2 傳感器和執行器

    9.2.1 傳感器的選擇應符合下列規定:
          1 當以安全保護和設備狀態監視為目的時,宜選擇溫度開關、壓力開關、風流開關、水流開關、壓差開關、水位開關等以開關量形式輸出的傳感器,不宜使用連續量輸出的傳感器;
          2 傳感器測量范圍和精度應與二次儀表匹配,并高于工藝要求的控制和測量精度;
          3 易燃易爆環境應采用防燃防爆型傳感器。

    9.2.2 溫度、濕度傳感器的設置,應符合下列規定:
          1 溫度、濕度傳感器測量范圍宜為測點溫度范圍的1.2~1. 5倍,傳感器測量范圍和精度應與二次儀表匹配,并高于工藝要求的控制和測量精度;
          2 供、回水管溫差的兩個溫度傳感器應成對選用,且溫度偏差系數應同為正或負;
          3 壁掛式空氣溫度、濕度傳感器應安裝在空氣流通,能反映被測房間空氣狀態的位置;風道內溫度、濕度傳感器應保證插入深度,不應在探測頭與風道外側形成熱橋;插入式水管溫度傳感器應保證測頭插入深度在水流的主流區范圍內,安裝位置附近不應有熱源及水滴;
          4 機器露點溫度傳感器應安裝在擋水板后有代表性的位置,應避免輻射熱、振動、水滴及二次回風的影響。

    9.2.3 壓力(壓差)傳感器的設置,應符合下列規定:
          1 壓力(壓差)傳感器的工作壓力(壓差)應大于該點可能出現的最大壓力(壓差)的1.5倍,量程宜為該點壓力(壓差)正常變化范圍的1.2~1.3倍;
          2 在同一建筑層的同一水系統上安裝的壓力(壓差)傳感器宜處于同一標高;
          3 測壓點和取壓點的設置應根據系統需要和介質類型確定,設在管內流動穩定的地方并滿足產品需要的安裝條件。

    9.2.4 流量傳感器的設置,應符合下列規定:
          1 流量傳感器量程宜為系統最大工作流量的1.2~1.3倍;
          2 流量傳感器安裝位置前后應有保證產品所要求的直管段長度或其他安裝條件;
          3 應選用具有瞬態值輸出的流量傳感器;
          4 宜選用水流阻力低的產品。

    9.2.5 自動調節閥的選擇,應符合下列規定:
          1 閥權度的確定應綜合考慮調節性能和輸送能耗的影響,宜取0.3~0.7。閥權度應按下式計算:表9.2.5.jpg

    2 調節閥的流量特性應根據調節對象特性和閥權度選擇,并宜符合下列規定:
           1)水路兩通閥宜采用等百分比特性的閥門;
           2)水路三通閥宜采用拋物線特性或線性特性的閥門;
           3)蒸汽兩通閥,當閥權度大于或等于0.6時,宜采用線性特性的;當閥權度小于0.6時,宜采用等百分比特性的閥門。
          3 調節閥的口徑應根據使用對象要求的流通能力,通過計算選擇確定。

    9.2.6 蒸汽兩通閥應采用單座閥。三通分流閥不應作三通混合閥使用;三通混合閥不宜作三通分流閥使用。

    9.2.7 當僅以開關形式用于設備或系統水路切換時,應采用通斷閥,不得采用調節閥。
     

    9.3 供暖通風系統的檢測與監控

    9.3.1 供暖系統應對下列參數進行檢測:
          1 供暖系統的供水、供汽和回水干管中的熱媒溫度和壓力;
          2 過濾器的進出口靜壓差;
          3 水泵等設備的啟停狀態;
          4 熱空氣幕的啟停狀態。

    9.3.2 熱水集中供暖系統的室溫調控應符合本規范第5.10節的有關規定。

    9.3.3 通風系統應對下列參數進行檢測:
          1 通風機的啟停狀態;
          2 可燃或危險物泄漏等事故狀態;
          3 空氣過濾器進出口靜壓差的越限報警。

    9.3.4 事故通風系統的通風機應與可燃氣體泄漏、事故等探測器連鎖開啟,并宜在工作地點設有聲、光等報警狀態的警示。

    9.3.5 通風系統的控制應符合下列規定:
          1 應保證房間風量平衡、溫度、壓力、污染物濃度等要求;
          2 宜根據房間內設備使用狀況進行通風量的調節。

    9.3.6 通風系統的監控應符合相關現行消防規范和本規范第6章的相關規定。

    9.4 空調系統的檢測與監控

    9.4.1 空調系統應對下列參數進行檢測:
          1 室內、外空氣的溫度;
          2 空氣冷卻器出口的冷水溫度;
          3 空氣加熱器出口的熱水溫度;
          4 空氣過濾器進出口靜壓差的越限報警;
          5 風機、水泵、轉輪熱交換器、加濕器等設備啟停狀態。

    9.4.2 全年運行的空調系統,宜采用多工況運行的監控設計。

    9.4.3 室溫允許波動范圍小于或等于±1℃和相對濕度允許波動范圍小于或等于±5%的空調系統,當水冷式空氣冷卻器采用變水量控制時,宜由室內溫度、濕度調節器通過高值或低值選擇器進行優先控制,并對加熱器或加濕器進行分程控制。

    9.4.4 全空氣空調系統的控制應符合下列規定:
          1 室溫的控制由送風溫度或/和送風量的調節實現,應根據空調系統的類型和工況進行選擇;
          2 送風溫度的控制應通過調節冷卻器或加熱器水路控制閥和/或新、回風道調節風閥實現。水路控制閥的設置應符合本規范第8. 5.6條的規定,且宜采用模擬量調節閥;需要控制混風溫度時風閥宜采用模擬量調節閥;
          3 采用變風量系統時,風機應采用變速控制方式;
          4 當采用加濕處理時,加濕量應按室內濕度要求和熱濕負荷情況進行控制。當室內散濕量較大時,宜采用機器露點溫度不恒定或不達到機器露點溫度的方式,直接控制室內相對濕度;
          5 過渡期宜采用加大新風比的方式運行。

    9.4.5 新風機組的控制應符合下列規定:
          1 新風機組水路電動閥的設置應符合第8.5.6條的要求,且宜采用模擬量調節閥;
          2 水路電動閥的控制和調節應保證需要的送風溫度設定值,送風溫度設定值應根據新風承擔室內負荷情況進行確定;
          3 當新風系統進行加濕處理時,加濕量的控制和調節可根據加濕精度要求,采用送風濕度恒定或室內濕度恒定的控制方式。

    9.4.6 風機盤管水路電動閥的設置應符合第8.5.6條的要求,并宜設置常閉式電動通斷閥。

    9.4.7 冬季有凍結可能性的地區,新風機組或空調機組應設置防凍保護控制。

    9.4.8 空調系統空氣處理裝置的送風溫度設定值,應按冷卻和加熱工況分別確定;當冷卻和加熱工況互換時,應設冷熱轉換裝置。冬季和夏季需要改變送風方向和風量的風口應設置冬夏轉換裝置。轉換裝置的控制可獨立設置或作為集中監控系統的一部分。

    9.4.9 空調系統的電加熱器應與送風機連鎖,并應設無風斷電、超溫斷電保護裝置;電加熱器必須采取接地及剩余電流保護措施。
     

    9.5 空調冷熱源及其水系統的檢測與監控

    9.5.1 空調冷熱源及其水系統,應對下列參數進行檢測:
          1 冷水機組蒸發器進、出口水溫、壓力;
          2 冷水機組冷凝器進、出口水溫、壓力;
          3 熱交換器一二次側進、出口溫度、壓力;
          4 分、集水器溫度、壓力(或壓差);
          5 水泵進出口壓力;
          6 水過濾器前后壓差;
          7 冷水機組、水泵、冷卻塔風機等設備的啟停狀態。

    9.5.2 蓄冷(熱)系統應對下列參數進行檢測:
          1 蓄冷(熱)裝置的進、出口介質溫度;
          2 電鍋爐的進、出口水溫;
          3 蓄冷(熱)裝置的液位;
          4 調節閥的閥位;
          5 蓄冷(熱)量、供冷(熱)量的瞬時值和累計值;
          6 故障報警。

    9.5.3 冷水機組宜采用由冷量優化控制運行臺數的方式;采用自動方式運行時,冷水系統中各相關設備及附件與冷水機組應進行電氣連鎖,順序啟停。

    9.5.4 冰蓄冷系統的二次冷媒側換熱器應設防凍保護控制。

    9.5.5 變流量一級泵系統冷水機組定流量運行時,空調水系統總供、回水管之間的旁通調節閥應采用壓差控制。壓差測點相關要求應符合本規范第9.2.3條的規定。

    9.5.6 二級泵和多級泵空調水系統中,二級泵等負荷側各級水泵運行臺數宜采用流量控制方式;水泵變速宜根據系統壓差變化控制。

    9.5.7 變流量一級泵系統冷水機組變流量運行時,空調水系統的控制應符合下列規定:
          1 總供、回水管之間的旁通調節閥可采用流量、溫差或壓差控制;
          2 水泵的臺數和變速控制應符合本規范第9.5.6條的要求;
          3 應采用精確控制流量和降低水流量變化速率的控制措施。

    9.5.8 空調冷卻水系統的控制調節應符合下列規定:
          1 冷卻塔風機開啟臺數或轉速宜根據冷卻塔出水溫度控制;
          2 當冷卻塔供回水總管間設置旁通調節閥時,應根據冷水機組最低冷卻水溫度調節旁通水量;
          3 可根據水質檢測情況進行排污控制。

    9.5.9 集中監控系統與冷水機組控制器之間宜建立通信連接,實現集中監控系統中央主機對冷水機組運行參數的檢測與監控。
     

    10 消聲與隔振

    10.1 一般規定

    10.1.1 供暖、通風與空調系統的消聲與隔振設計計算應根據工藝和使用的要求、噪聲和振動的大小、頻率特性、傳播方式及噪聲振動允許標準等確定。

    10.1.2 供暖、通風與空調系統的噪聲傳播至使用房間和周圍環境的噪聲級應符合現行國家有關標準的規定。

    10. 1.3 供暖、通風與空調系統的振動傳播至使用房間和周圍環境的振動級應符合現行國家標準的規定。

    10.1. 4 設置風系統管道時,消聲處理后的風管不宜穿過高噪聲的房間;噪聲高的風管,不宜穿過噪聲要求低的房間,當必須穿過時,應采取隔聲處理措施。

    10.1.5 有消聲要求的通風與空調系統,其風管內的空氣流速,宜按表10.1.5選用。

    表10.1.5.jpg

     

    10.1.6 通風、空調與制冷機房等的位置,不宜靠近聲環境要求較高的房間;當必須靠近時,應采取隔聲、吸聲和隔振措施。

    10.1.7 暴露在室外的設備,當其噪聲達不到環境噪聲標準要求時,應采取降噪措施。

    10.1.8 進排風口噪聲應符合環保要求,否則應采取消聲措施。

    10.2 消聲與隔聲

    10.2.1 供暖、通風和空調設備噪聲源的聲功率級應依據產品的實測數值。

    10.2.2 氣流通過直管、彎頭、三通、變徑管、閥門和送回風口等部件產生的再生噪聲聲功率級與噪聲自然衰減量,應分別按各倍頻帶中心頻率計算確定。
        注:對于直風管,當風速小于5m/s時,可不計算氣流再生噪聲;風速大于8m/s時,可不計算噪聲自然衰減量。

    10.2.3 通風與空調系統產生的噪聲,當自然衰減不能達到允許噪聲標準時,應設置消聲設備或采取其他消聲措施。系統所需的消聲量,應通過計算確定。

    10.2.4 選擇消聲設備時,應根據系統所需消聲量、噪聲源頻率特性和消聲設備的聲學性能及空氣動力特性等因素,經技術經濟比較確定。

    10.2.5 消聲設備的布置應考慮風管內氣流對消聲能力的影響。消聲設備與機房隔墻間的風管應采取隔聲措施。

    10.2.6 管道穿過機房圍護結構時,管道與圍護結構之間的縫隙應使用具備防火隔聲能力的彈性材料填充密實。

    10.3 隔 振

    10.3.1 當通風、空調、制冷裝置以及水泵等設備的振動靠自然衰減不能達標時,應設置隔振器或采取其他隔振措施。

    10.3.2 對不帶有隔振裝置的設備,當其轉速小于或等于1500r/min時,宜選用彈簧隔振器;轉速大于1500r/min時,根據環境需求和設備振動的大小,亦可選用橡膠等彈性材料的隔振墊塊或橡膠隔振器。

    10.3.3 選擇彈簧隔振器時,應符合下列規定:
           1 設備的運轉頻率與彈簧隔振器垂直方向的固有頻率之比,應大于或等于2.5,宜為4~5;
           2 彈簧隔振器承受的載荷,不應超過允許工作載荷;
           3 當共振振幅較大時,宜與阻尼大的材料聯合使用;
           4 彈簧隔振器與基礎之間宜設置一定厚度的彈性隔振墊。

    10.3.4 選擇橡膠隔振器時,應符合下列要求:
           1 應計入環境溫度對隔振器壓縮變形量的影響;
           2 計算壓縮變形量,宜按生產廠家提供的極限壓縮量的1/3~1/2采用;
           3 設備的運轉頻率與橡膠隔振器垂直方向的固有頻率之比,應大于或等于2.5,宜為4~5;
           4 橡膠隔振器承受的荷載,不應超過允許工作荷載;
           5 橡膠隔振器與基礎之間宜設置一定厚度的彈性隔振墊。
        注:橡膠隔振器應避免太陽直接輻射或與油類接觸。

    10.3.5 符合下列要求之一時,宜加大隔振臺座質量及尺寸:
           1 設備重心偏高;
           2 設備重心偏離中心較大,且不易調整;
           3 不符合嚴格隔振要求的。

    10.3.6 冷(熱)水機組、空調機組、通風機以及水泵等設備的進口、出口宜采用軟管連接。水泵出口設止回閥時,宜選用消錘式止回閥。

    10.3.7 受設備振動影響的管道應采用彈性支吊架。

    10.3.8 在有噪聲要求嚴格的房間的樓層設置集中的空調機組設備時,應采用浮筑雙隔振臺座。
     

    11 絕熱與防腐

    11.1 絕 熱

    11.1.1 具有下列情形之一的設備、管道(包括管件、閥門等)應進行保溫:
           1 設備與管道的外表面溫度高于50℃時(不包括室內供暖管道);
           2 熱介質必須保證一定狀態或參數時;
           3 不保溫時,熱損耗量大,且不經濟時;
           4 安裝或敷設在有凍結危險場所時;
           5 不保溫時,散發的熱量會對房間溫、濕度參數產生不利影響或不安全因素。

    11.1.2 具有下列情形之一的設備、管道(包括閥門、管附件等)應進行保冷:
           1 冷介質低于常溫,需要減少設備與管道的冷損失時;
           2 冷介質低于常溫,需要防止設備與管道表面凝露時;
           3 需要減少冷介質在生產和輸送過程中的溫升或汽化時;
           4 設備、管道不保冷時,散發的冷量會對房間溫、濕度參數產生不利影響或不安全因素。

    11.1.3 設備與管道絕熱材料的選擇應符合下列規定:
           1 絕熱材料及其制品的主要性能應符合現行國家標準《設備及管道絕熱設計導則》GB/T 8175的有關規定;
           2 設備與管道的絕熱材料燃燒性能應滿足現行有關防火規范的要求;
           3 保溫材料的允許使用溫度應高于正常操作時的介質最高溫度;
           4 保冷材料的最低安全使用溫度應低于正常操作時介質的最低溫度;
           5 保溫材料應選擇熱導率小、密度小、造價低、易于施工的材料和制品;
           6 保冷材料應選擇熱導率小、吸濕率低、吸水率小、密度小、耐低溫性能好、易于施工、造價低、綜合經濟效益高的材料;優先選用閉孔型材料和對異形部位保冷簡便的材料;
           7 經綜合經濟比較合適時,可以選用復合絕熱材料。

    11.1.4 設備和管道的保溫層厚度應按現行國家標準《設備及管道絕熱設計導則》GB/T 8175中經濟厚度方法計算確定,亦可按本規范附錄K選用。必要時也可按允許表面熱損失法或允許介質溫降法計算確定。

    11.1.5 設備與管道的保冷層厚度應按下列原則計算確定:
           1 供冷或冷熱共用時,應按現行國家標準《設備及管道絕熱設計導則》GB/T 8175中經濟厚度和防止表面結露的保冷層厚度方法計算,并取厚值,或按本規范附錄K選用;
           2 冷凝水管應按《設備及管道絕熱設計導則》GB/T 8175中防止表面結露保冷厚度方法計算確定,或按本規范附錄K選用。

    11.1.6 當選擇復合型風管時,復合型風管絕熱材料的熱阻應符合附錄K中相關要求。

    11.1.7 設備與管道的絕熱設計應符合下列要求:
           1 管道和支架之間,管道穿墻、穿樓板處應采取防止“熱橋”或“冷橋”的措施;
           2 保冷層的外表面不得產生凝結水;
           3 采用非閉孔材料保溫時,外表面應設保護層;采用非閉孔材料保冷時,外表面應設隔汽層和保護層。

    11.2 防 腐

    11.2.1 設備、管道及其配套的部、配件的材料應根據接觸介質的性質、濃度和使用環境等條件,結合材料的耐腐蝕特性、使用部位的重要性及經濟性等因素確定。

    11.2.2 除有色金屬、不銹鋼管、不銹鋼板、鍍鋅鋼管、鍍鋅鋼板和鋁板外,金屬設備與管道的外表面防腐,宜采用涂漆。涂層類別應能耐受環境大氣的腐蝕。

    11.2.3 涂層的底漆與面漆應配套使用。外有絕熱層的管道應涂底漆。

    11.2.4 涂漆前管道外表面的處理應符合涂層產品的相應要求。當有特殊要求時,應在設計文件中規定。

    11.2.5 用于與奧氏體不銹鋼表面接觸的絕熱材料應符合現行國家標準《工業設備及管道絕熱工程施工規范》GB 50126有關氯離子含量的規定。
     

    表A 室外空氣計算參數
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    B.0.1 供暖室外計算溫度,可按下式確定(化為整數):

    附錄B.0.1.jpg


     B. 0. 2 冬季空氣調節室外計算溫度,可按數): 
     

    附錄B.0.2-1-2.jpg

    B. 0.3 夏季空氣調節室外計算干球溫度,可按下式確定:

     附錄B.0.3.jpg

    B.0.4 夏季空氣調節室外計算濕球溫度,可按下列公式確定:

    附錄B.0.4.jpg
     


     B.0.5 夏季空氣調節室外計算日平均溫度,可按下式確定:

    附錄B.0.5.jpg

     

    附錄C 夏季太陽總輻射照度

    附錄C-1.1.1.jpg附錄續表C-1.1.jpg
     

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     附錄C-3.jpg附錄C-3.jpg附錄續表C-3.jpg附錄C-4.jpg附錄續表C-4.jpg附錄續表C-4.jpg附錄C-5.jpg附錄續表C-5.jpg附錄續表C-6.jpg附錄續表C-6-1.jpg附錄C-7.jpg附錄續表C-7.jpg

     

    附錄D 夏季透過標準窗玻璃的太陽輻射照度 

    附錄D-1.jpg附錄續表D-1.1.jpg附錄續表D-1.2.jpg附錄D-2.jpg附錄續表D-2.1.jpg附錄續表D-2.2.jpg附錄D-3.jpg附錄續表D-3.1.jpg附錄續表D-3.2.jpg附錄D-4.jpg附錄續表D-4.1.jpg附錄續表D-4.2.jpg附錄D-5.jpg附錄續表D-5.1.jpg附錄續表D-5.2.jpg附錄D-6.jpg附錄續表D-6.1.jpg附錄續表D-6.2.jpg附錄D-7.jpg附錄續表D-7.1.jpg附錄續表D-7.2.jpg

     

    附錄E.jpg



    F. 0. 1 多層和高層建筑,加熱由門窗縫隙滲入室內的冷空氣的耗熱量,可按下式計算:

    附錄F.0.1.jpg

    F. 0.2 滲透冷空氣量可根據不同的朝向,按下列公式計算:

    附錄F.0.2.jpg

    F. 0.3 外門窗縫隙滲風系數、熱壓系數可按表F. 0.3-1、表F.0.3-2選取。

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    附錄G 滲透冷空氣量的朝向修正系數n值

    附錄G.jpg附錄續表G-1.jpg附錄續表G-2.jpg附錄續表G-3.jpg附錄續表G-4.jpg

     


    H.0.1 北京、西安、上海及廣州等代表城市外墻、屋面逐時冷負荷計算溫度twlq、twlm,可按表H.0.1-1~表H.0.1-4采用。外墻、屋面類型及熱工性能指標可按表H.0.1-5、表H. 0.1-6采用。

    附錄H.0.1.jpg附錄續表H.0.1-1.jpg附錄F.0.1-1.2.jpg附錄續表F.0.1-1.3.jpg附錄續表F.0.1-1.4.jpg附錄H.0.1-2.jpg附錄H.0.1-2.1.JPG附錄H.0.1-2.jpg附錄H.0.1-2.2.JPG附錄H.0.1-3.jpg附錄續表H.0.1-3.1.jpg附錄續表H.0.1-3.2.jpg附錄續表H.0.1-3.3.jpg

    附錄H.0.1-4.jpg附錄續表H.0.1-4.1.jpg附錄續表H.0.1-4.2.jpg附錄續表H.0.1-4.3.jpg附錄H.0.1-5.jpg附錄續表H.0.1-5.1.jpg附錄續表H.0.1-5.2.jpg附錄H.0.1-6.jpg附錄續表H.0.1-6.1.jpg附錄續表H.0.1-6.2.jpg

    H. 0.2 外窗傳熱逐時冷負荷計算溫度twlc,可按表H.0.2采用。

    附錄H.0.2.jpg附錄續表H.0.2.jpg

    H. 0.3 透過無遮陽標準玻璃太陽輻射冷負荷系數值CclC,可按表H.0.3采用。

    附錄H.0.3.jpg附錄續表H.0.3.jpg附錄續表H.0.3.jpg

    附錄續表H.0.3.1.jpg

     

    H. 0.4 夏季透過標準玻璃窗的太陽總輻射照度最大值DJmax,可按表H.0.4采用。

    附錄H.0.4.jpg

    附錄H.0.5.0.JPG

    附錄續表H.0.5-1.jpg附錄續表H.0.5-1.1.jpg

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     附錄H.0.5-2.jpg附錄續表H.0.5-2.jpg附錄H.0.5.3.jpg附錄續表H.0.5-3.jpg

     

    J.0.1 全負荷蓄冰時,蓄冰裝置有效容量、蓄冰裝置名義容量、制冷機標定制冷量可按下列公式計算:

    附J.0.1-1.jpg

    J.0.2 部分負荷蓄冰時,蓄冰裝置有效容量、蓄冰裝置名義容量、制冷機標定制冷量可按下列公式計算:

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    J.0.3 若當地電力部門有其他限電政策時,所選蓄冰量的最大小時取冷量,應滿足限電時段的最大小時冷負荷的要求,并符合下列規定:

    附錄J.0.3.jpg

     

    K.0.1 空調設備與管道保溫厚度可按表K.0.1-1~表K.0.1-3選用。

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    附錄續表K.0.1-2.jpg

    附錄K.0.1-3.jpg

     

    F.0.2 室內機房內空調設備與管道保冷厚度可按表K.0.2-1~表K.0.2-2中給出的厚度選用。

    附錄K.0.2-1.jpg

    附錄K.0.2-2.jpg

     

    F. 0.3 室外空調設備管道發泡橡塑和硬質聚氨酯泡塑保冷層防結露厚度可按下述方法確定:
          1 根據工程所在地的夏季空調室外計算干球溫度、最熱月平均相對濕度和管道內冷介質的溫度,查表K.0.3得到對應的潮濕系數θ;
          2 查圖K. 0.3-1和圖K.0.3-2得到絕熱材料的最小防結露厚度;
          3 對最小防結露厚度進行修正,一般情況下發泡橡塑修正系數可取1.20,聚氨酯泡塑可取1.30。

    附錄K.0.3.jpg

    附錄續表K.0.3-1.jpg

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    附錄續表K.0.3-6.jpg

    附錄圖K.0.3-1.jpg

     

    K.0.4 空調風管絕熱熱阻與空調冷凝水管道保冷厚度可按表K.0.4-1和表K.0.4-2選用。

    附錄表K.0.4-1.jpg

     

    1 為便于在執行本規范條文時區別對待,對要求嚴格程度不同的用詞說明如下:
     1)表示很嚴格,非這樣做不可的:正面詞采用“必須”,反面詞采用“嚴禁”;
     2)表示嚴格,在正常情況下均應這樣做的:正面詞采用“應”,反面詞采用“不應”或“不得”;
     3)表示允許稍有選擇,在條件許可時首先應這樣做的:正面詞采用“宜”,反面詞采用“不宜”;
     4)表示有選擇,在一定條件下可以這樣做的采用“可”。

    2 條文中指明應按其他有關標準執行的寫法為: “應符合……的規定”或“應按……執行”。

     

    1 《建筑設計防火規范》GB 50016
    2 《城鎮燃氣設計規范》GB 50028
    3 《鍋爐房設計規范》GB 50041
    4 《高層民用建筑設計防火規范》GB 50045
    5 《工業設備及管道絕熱工程施工規范》GB 50126
    6 《公共建筑節能設計標準》GB 50189
    7 《通風與空調工程施工質量驗收規范》GB 50243
    8 《設備及管道絕熱設計導則》GB/T 8175
    9 《中等熱環境 PMV和PPD指數的測定及熱舒適條件的規定》GB/T 18049
    10 《蓄冷空調工程技術規程》JGJ 158
    11 《散熱器恒溫控制閥》JG/T 195

     

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    民用建筑供暖通風與空氣調節設計規范

    加入收藏 規范號GB 50736-2012
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    目 錄

     

    1、總 則

    2、術 語 

    3、室內空氣設計參數

    4、室外設計計算參數

    5、供 暖

    6、 通 風

    7、空氣調節

    8、冷源與熱源

    9、檢測與監控

    10、消聲與隔振

    11、絕熱與防腐

    附錄A  室外空氣計算參數

    附錄C  夏季太陽總輻射照度

    附錄D  夏季透過標準窗玻璃的太陽輻射照度

    附錄E  夏季空氣調節大氣透明度分布圖

    附錄F  加熱由門窗縫隙滲入室內的冷空氣的耗熱量

    附錄G  滲透冷空氣量的朝向修正系數n值

    附錄H  夏季空調冷負荷簡化計算方法計算系數表

     

     1 總 則

    1.0.1 規范宗旨。
        供暖、通風與空調工程是基本建設領域中一個不可缺少的組成部分,對合理利用資源、節約能源、保護環境、保障工作條件、提高生活質量,有著十分重要的作用。暖通空調系統在建筑物使用過程中持續消耗能源,如何通過合理選擇系統與優化設計使其能耗降低,對實現我國建筑節能目標和推動綠色建筑發展作用巨大。

    1.0.2 規范適用范圍。
        本規范適用于各種類型的民用建筑,其中包括居住建筑、辦公建筑、科教建筑、醫療衛生建筑、交通郵電建筑、文體集會建筑和其他公共建筑等。對于新建、改建和擴建的民用建筑,其供暖、通風與空調設計,均應符合本規范各相關規定。民用建筑空調系統包括舒適性空調系統和工藝性空調系統兩種。舒適性空調系統指以室內人員為服務對象,目的是創造一個舒適的工作或生活環境,以利于提高工作效率或維持良好的健康水平的空調系統。工藝性空調系統指以滿足工藝要求為主,室內人員舒適感為輔的空調系統。
        本規范不適用于有特殊用途、特殊凈化與防護要求的建筑物以及臨時性建筑物的設計,是針對某些特殊要求、特殊作法或特殊防護而言的.并不意味著本規范的全部內容都不適用于這些建筑物的設計,一些通用性的條文,應參照執行。有特殊要求的設計,應執行國家相關的設計規范,

    1.0.3 設計方案確定原則和技術、工藝、設備、材料的選擇要求。
        供暖、通風與空氣調節工程,在工程投資中占有重要份額且運行能耗巨大,因此設計中應確定整體上技術先進、經濟合理的設計方案。規范從安全、節能、環保、衛生等方面結合了近十年來國內外出現的新技術、新工藝、新設備、新材料與設計、科研新成果,對有關設計標準、技術要求、設計方法以及其他政策性較強的技術問題等都作了具體的規定。

    1.0.6 地震區或濕陷性黃土地區設備和管道布置要求。
        為了防止和減緩位于地震區或濕陷性黃土地區的建筑物由于地震或土壤下沉而造成的破壞和損失,除應在建筑結構等方面采取相應的預防措施外,布置供暖、通風和空調系統的設備和管道時,還應根據不同情況按照國家現行規范的規定分別采取防震或其他有效的防護措施。

    1.0.7 同施工驗收規范銜接。
        為保證設計和施工質量,要求供暖通風與空調設計的施工圖內容應與國家現行的《建筑給水排水及供暖工程施工質量驗收規范》GB 50242、《通風與空調工程施工質量驗收規范》GB 50243、《建筑節能工程施工質量驗收規范》GB 50411等保持一致。有特殊要求及現行施工質量驗收規范中沒有涉及的內容,在施工圖文件中必須有詳盡說明,以利施工、監理等工作的順利進行。

    1.0.8 同其他標準規范銜接。
        本規范為專業性的全國通用規范。根據國家主管部門有關編制和修訂工程建設標準規范的統一規定,為了精簡規范內容,凡引用或參照其他全國通用的設計標準規范的內容,除必要的以外,本規范不再另設條文。本條強調在設計中除執行本規范外,還應執行與設計內容相關的安全、環保、節能、衛生等方面的國家現行的有關標準、規范等的規定。

     

    2.0.3 供暖
        以前“供暖”習慣稱為“采暖”。近年來隨著社會和經濟的發展,采暖設計的涉及范圍不斷擴大,已由最早的側重室內需求側的“采暖”設計擴展到同時包含管網及熱源的“供暖”設計;同時,考慮到與現行政府法規文件及管理規定用詞一致,所以本規范統稱“供暖”。

    2.0.4 集中供暖
        除集中供暖外,其他供暖方式均為分散供暖。目前,分散供暖主要方式為電熱供暖、戶式燃氣壁掛爐供暖、戶式空氣源熱泵供暖、戶用煙氣供暖(火爐、火墻和火炕等)等。樓用燃氣爐供暖和樓用熱泵供暖也屬于集中供暖。集中供熱指以熱水或蒸汽作為熱媒,由熱源集中向一個城市或較大區域供應熱能的方式。集中供熱除供暖外,還包括生活熱水和蒸汽的供應。

    2.0.6 毛細管網輻射系統
        毛細管網一般由3.4mm×0.55mm或4.3mm×0.8mm的PPR或PERT塑料毛細管組成,其間隔為10mm~40mm。

    2.O.14 溫度濕度獨立控制空調系統
        溫度濕度獨立控制空調系統中,溫度是由高于室內設計露點溫度的冷水通過輻射或對流形式的末端吸收顯熱來控制;絕對濕度由經過除濕處理的干空氣(一般是新風)送入室內,吸收室內余濕來控制。

    2.0.22 定流量一級泵空調冷水系統
        空調冷水系統末端設三通閥時,雖然用戶側流量改變,但對輸配水系統而言,與末端無水路調節閥一樣,仍處于定流量狀態,故稱定流量一級泵系統。

    2.0.23 變流量一級泵空調冷水系統
        空調冷水系統末端設兩通閥調節,無論冷水機組定流量,還是變流量,對輸配水系統而言,循環水量均處于變流量狀態,故稱為變流量一級泵系統。

    3.0.1 供暖室內設計溫度。
        考慮到不同地區居民生活習慣不同,分別對嚴寒和寒冷地區、夏熱冬冷地區主要房間的供暖室內設計溫度進行規定。

        1 根據國內外有關研究結果,當人體衣著適宜、保暖量充分且處于安靜狀態時,室內溫度20℃比較舒適,18℃無冷感,15℃是產生明顯冷感的溫度界限。冬季的熱舒適(-1≤PMV≤+1)對應的溫度范圍為:18℃~28.4℃;诠澞艿脑瓌t,本著提高生活質量、滿足室溫可調的要求,在滿足舒適的條件下盡量考慮節能,因此選擇偏冷(-1≤PMV≤0)的環境,將冬季供暖設計溫度范圍定在18℃~24℃。從實際調查結果來看,大部分建筑供暖設計溫度為18℃~20℃。

        冬季空氣集中加濕耗能較大,延續我國供暖系統設計習慣,供暖建筑不做濕度要求。從實際調查來看,我國供暖建筑中人員常采用各種手段實現局部加濕,供暖季房間相對濕度在15%~55%范圍波動,這樣基本滿足舒適要求,同時又節約能耗。

        2 考慮到夏熱冬冷地區實際情況和當地居民生活習慣,其室內設計溫度略低于寒冷和嚴寒地區。

        夏熱冬冷地區并非所有建筑物都供暖,人們衣著習慣還需要滿足非供暖房間的保暖要求,服裝熱阻計算值略高。因此,綜合考慮本地區的實際情況以及居民生活習慣,基于PMV舒適度計算,確定夏熱冬冷地區主要房間供暖室內設計溫度宜采用16℃~22℃。

    3.0.2 舒適性空調室內設計參數。
        考慮到人員對長期逗留區域和短期逗留區域二者舒適性要求不同,因此分別給出相應的室內設計參數。

        1 考慮不同功能房間對室內熱舒適的要求不同,分級給出室內設計參數。熱舒適度等級由業主在確定建筑方案時選擇。
        出于建筑節能的考慮,要求供熱工況室內環境在滿足舒適的條件下偏冷,供冷工況在滿足熱舒適的條件下偏熱,所以具體熱舒適度等級劃分如下表:

    說明表1.jpg

    根據我國在2000年制定的《中等熱環境 PMV和PPD指數的測定及熱舒適條件的規定》GB/T 18049,相對濕度應該設定在30%~70%之間。從節能的角度考慮,供熱工況室內設計相對濕度越大,能耗越高。供熱工況,相對濕度每提高10%,供熱能耗約增加6%,因此不宜采用較高的相對濕度。調研結果顯示,冬季空調建筑的室內設計濕度幾乎都低于60%,還有部分建筑不考慮冬季濕度。對舒適要求較高的建筑區域,應對相對濕度下限做出規定,確定相對濕度不小于30%,而對上限則不作要求。因此對于Ⅰ級,室內相對濕度≥30%,PMV值在一0.5~0之間時,熱舒適區確定空氣溫度范圍為22℃~24℃。對于Ⅱ級,則不規定相對濕度范圍,舒適溫度范圍為18℃~22℃。

        對于空調供冷工況,相對濕度在40%~70%之間時,對應滿足熱舒適的溫度范圍是22℃~28℃。本著節能的原則,應在滿足舒適條件前提下選擇偏熱環境。由此確定空調供冷工況室內設計參數為:溫度24℃~28℃,相對濕度40%~70%。在此基礎之上,對于Ⅰ級,當室內相對濕度在40%~70%之間,PMV值在0~0.5之間時,基于熱舒適區計算,舒適溫度范圍為24℃~26℃。同理對于Ⅱ級建筑,基于熱舒適區計算,舒適溫度范圍為26℃~28℃。

        對于風速,參照國際通用標準IS07730和ASHRAE Standard 55,并結合我國的實際國情和一般生活水平,取室內由于吹風感而造成的不滿意度DR為不大于20%。根據相關文獻的研究結果,在DR≤20%時,空氣溫度、平均風速和空氣紊流度之間的關系如圖所示:

    說明圖1.jpg

     根據實際情況,供冷工況室內紊流度較高,取為40%,空氣溫度取平均值26℃,得到空調供冷工況室內允許最大風速約為0.3m/s;供熱工況室內空氣紊流度一般較小,取為20%,空氣溫度取18℃,得到冬季室內允許最大風速約為0.2m/s。

        對于游泳館(游泳池區)、乒乓球館、羽毛球館等體育建筑,以及醫院特護病房、廣播電視等特殊建筑或區域的空調室內設計參數不在本條文規定之列,應根據相關建筑設計標準或業主要求確定。

        溫和地區夏季室內外溫差較小,通常不設空調。設置空調的人員長期逗留區域,夏季空調室內設計參數可在本規定基礎上適當降低l℃一2℃。

        2 短期逗留區域指人員暫時逗留的區域,主要有商場、車站、機場、營業廳、展廳、門廳、書店等觀覽場所和商業設施。

        對于人員短期逗留區域,人員停留時間較短,且服裝熱阻不同于長期逗留區域,熱舒適更多受到動態環境變化影響,綜合考慮建筑節能的需要,可在人員長期逗留區域基礎上降低要求。

    3.0.3 工藝性空凋室內設計參數。
        對于設置工藝性空調的民用建筑,其室內參數應根據工藝要求,并考慮必要的衛生條件確定。在可能的條件下,應盡量提高夏季室內設計溫度,以節省建設投資和運行費用。另外,如設計室溫過低(如20℃),夏季室內外溫差太大會導致工作人員感到不舒適,室內設計溫度提高一些,對改善室內工作人員的衛生條件也是有好處的。
        不同于舒適空調,工藝性空凋以滿足工藝要求為主,舒適性為輔。其次工藝性空調負荷一般也較大,房間換氣次數也高,人員活動區風速大。此外人員多穿工作裝,吹風感小,因此最大允許風速相比舒適性空調略高。

    3.0.4 室內熱舒適性評價指標參數。
        《中等熱環境 PMV和PPD指數的測定及熱舒適條件的規定》GB/T 18049等同于國際標準ISO 7730,本規范結合我國國情對舒適等級進行了劃分。采用PMV、PPD評價室內熱舒適,既與國家現行標準一致,又與國際接軌。在不降低室內熱舒適標準的前提下,通過合理選擇室內空氣設計參數,可以收到明顯節能效果。

    3.0.5 輻射系統室內設計溫度。
        實踐證實,人體的舒適度受輻射影響很大,歐洲的相關實驗也證實了輻射和人體舒適度感覺的相互關系。對于輻射供暖供冷的建筑,其供暖室內設計溫度取值低于以對流為主的供暖系統2℃,供冷室內設計溫度取值高于采用對流方式的供冷系統0.5℃~1.5℃時,可達到同樣舒適度。

    3.0.6 設計最小新風量。部分強制性條文。
        表3.0.6—1~表3.0.6—4最小新風量指標綜合考慮了人員污染和建筑污染對人體健康的影響。

        1 表3.0.6—1中未做出規定的其他公共建筑人員所需最小新風量,可按照國家現行衛生標準中的容許濃度進行計算確定,并應滿足國家現行相關標準的要求。

        2 由于居住建筑和醫院建筑的建筑污染部分比重一般要高于人員污染部分,按照現有人員新風量指標所確定的新風量沒有體現建筑污染部分的差異,從而不能保證始終完全滿足室內衛生要求;因此,綜合考慮這兩類建筑中的建筑污染與人員污染的影響,以換氣次數的形式給出所需最小新風量。其中,居住建筑的換氣次數參照ASHRAE Standard 62.1確定,醫院建筑的換氣次數參照《日本醫院設計和管理指南》HEAS—02確定。醫院中潔凈手術部相關規定參照《醫院潔凈手術部建筑技術規范》GB 50333。

        3 高密人群建筑即人員污染所需新風量比重高于建筑污染所需新風量比重的建筑類型。按照目前我國現有新風量指標,計算得到的高密人群建筑新風量所形成的新風負荷在空調負荷中的比重一般高達20%~40%,對于人員密度超高建筑,新風能耗通常更高。一方面,人員污染和建筑污染的比例隨人員密度的改變而變化;另一方面,高密人群建筑的人流量變化幅度大,出現高峰人流的持續時間短,受作息、節假日、季節、氣候等因素影響明顯。因此,該類建筑應該考慮不同人員密度條件下對新風量指標的具體要求;并且應重視室內人員的適應性等因素對新風量指標的影響。為了反映以上因素對新風量指標的具體要求,該類建筑新風量大小參考ASHRAE Standard 62.1的規定,對不同人員密度條件下的人均最小新風量做出規定。通常會議室在舒適度要求上要比大會廳高,但只從健康要求角度考慮,對新風要求二者沒有明顯差別。會議室包括中小型會議室和大型會議室,在具體設計中,中小型會議室的人均新風量要大于大型會議室。
        對于置換送風系統,由于其新鮮空氣與室內空氣混合機理與其他空凋系統不同,其新風量的確定可以根據本條得到的新風量再結合置換通風效率進行修正后得到。

    4 室外設計計算參數

    4.1 室外空氣計算參數

    4.1.1 室外空氣計算參數。
        室外空氣計算參數是負荷計算的重要基礎數據,本規范以全國地級單位劃分為基礎,結合中國氣象局地面氣象觀測臺站的觀測數據經計算確定。我國國家級地面氣象臺站劃分為一般站和基本基準站。部分一般站的資料序列較短,不具備整理條件,故本次計算采用的均為基本基準站氣象觀測資料。由于大部分縣級地區的氣象參數與其所屬的地級單位相比變化不大,因此,沒有選取地級市以下的單位進行數據統計。本規范共選取294個臺站制作了室外空氣計算參數表,詳見附錄A。所選臺站基本覆蓋了全國范圍內的地級市,由于氣象臺站的分布和行政區劃并非一一對應,對于未列入城市,其計算參數可參考就近或地理環境相近的城市確定。

        近年來受氣候變化影響,室外空氣計算參數隨環境溫度的變化也發生了改變。本次統計選取1971年1月1日至2000年12月31日30年的每日4次(2、8、14、20點)定時觀測數據為基礎進行計算,總體來說,夏季計算參數變化不大,冬季北方供暖城市計算參數有上升現象。

        我國使用的室外空氣計算參數確定方法與國外不同,一般是按平均或累年不保證日(時)數確定,而美國、日本及英國等國家一般采用不保證率的方法,計算參數并不唯一,選擇空間較大。經過專題研究,雖然國外的方法更靈活,能夠針對目標建筑做出不同的選擇,但我國的觀測設備條件有限,目前還不能夠提供所有主要城市30年的逐時原始數據,用一日四次的定時數據計算不保證率的結果與逐時數據的結果是有偏差的;而且從我國第一本暖通規范《工業企業供暖通風和空氣調節設計規范》TJ 19出版以來一直沿用此種方法,廣大的設計工作者已經習慣于這種傳統的格式,綜合考慮各種因素,本規范只更新數據,不改變方法。

        隨著我國經濟發展,超高層建筑不斷增多,高度不斷增加,超高層建筑上部風速、溫度等參數與地面相比有較大變化,應根據實際高度,對室外空氣計算參數進行修正。

    4.1.2 供暖室外計算溫度。
        供暖室外計算溫度是將統計期內的歷年日平均溫度進行升序排列,按歷年平均不保證5天時間的原則對數據進行篩選計算得到。

        經過幾十年的實踐證明,在采取連續供暖時,這樣的供暖室外計算溫度一般不會影響民用建筑的供暖效果。本條及本章其他條文中的所謂“不保證”,是針對室外溫度狀況而言的。“歷年”即為每年,“歷年平均”,是指累年不保證總數的每年平均值。

    4.1.3 冬季通風室外計算溫度。
        本條及本規范其他有關條文中的“累年最冷月”,系指累年月平均氣溫最低的月份。累年值是指歷年氣象觀測要素的平均值或極值。累年月平均氣溫具體到本規范中是指指定時段內某月份歷年月平均氣溫的平均值。累年月平均氣溫最低的月份是12個累年月平均氣溫中的最小值對應的月份。一般情況下累年最冷月為一月,但在少數地區也會存在為十二月或二月的情況。

        本條的計算溫度適用于機械送風系統補償消除余熱、余濕等全面排風的耗熱量時使用;當選擇機械送風系統的空氣加熱器時,室外計算參數宜采用供暖室外計算溫度。

    4.1.4 冬季空調室外計算溫度。
        將冬季的室外空氣計算溫度分為供暖和空調兩種溫度是我國與國際上相比比較特殊的一種情況。在美國及日本等一些國家,冬季的設計計算溫度并不區分供暖或空調,只是給出不同的保證率形式供設計師在不同使用功能的建筑時選用。

        空調房間的溫濕度要求要高于供暖房間,因此不保證的時間也應小于供暖溫度所對應的時間。我國的冬季空調室外計算溫度是以日平均溫度為基礎進行統計計算的,而國際上不保證率方法計算的基礎是逐時平均溫度,用二者進行比較,從嚴格意義上來說是不對等的。如果僅從數值上看,我國冬季空調室外計算溫度的保證率還是比較高的,同美國等國家常用的標準在同一水平上。

    4.1.5 冬季空調室外計算相對濕度。
        累年最冷月平均相對濕度是指累年月平均氣溫最低月份的累年月平均相對濕度。

    4.1.6 夏季空調室外計算干球溫度。
        由于我國全國范圍的自動氣象觀測站建設近年才開始,大多數地區逐時溫度記錄不夠統計標準的30年。因此本規范中所指的不保證50小時,是以每天四次(2、8、14、20時)的定時溫度記錄為基礎,以每次記錄代表6小時進行統計。

    4.1.7 夏季空調室外計算濕球溫度。
        與4.1.6相同,濕球溫度也是選取每日四次的定時觀測濕球溫度,以每次記錄代表6小時進行統計。

    4.1.8 夏季通風室外計算溫度。
        我國氣象臺站在觀測時統一采用北京時間進行記錄,14時是一日四次定時記錄中氣溫最高的一次。對于我國大部分地區來說,當地太陽時的14時與北京太陽時的14時相比會有1~3個小時的時差。尤其是對于西部地區來說,統一采用北京時間14時的溫度記錄,并不能真正反映當地最熱月逐日逐時較高的14時氣溫。但考慮到需要進行時差修正的地區,夏季通風室外計算溫度多在30℃以下(有的還不到20℃),把通風計算溫度規定提高一些,對通風設計(主要是自然通風)效果影響不大,故本規范未規定對此進行修正。
        如需修正,可按以下的時差訂正簡化方法進行修正:
        1 對北京以東地區以及北京以西時差為1小時地區,可以不考慮以北京時間14時所確定的夏季通風室外計算溫度的時差訂正。
        2 對北京以西時差為2小時的地區,可按以北京時間14時所確定的夏季通風室外計算溫度加上2℃來訂正。

    4.1.9 夏季通風室外計算相對濕度。
        全國統一采用北京時間最熱月14時的平均相對濕度確定這一參數,也存在時差影響問題,但是相對濕度的偏差不大,偏于安全,故未考慮修正問題。

    4.1.10 夏季空調室外計算日平均溫度。
        關于夏季室外計算日平均溫度的確定原則是考慮與空調室外計算干濕球溫度相對應的,即不保證小時數應為50小時左右。統計結果表明,50小時的不保證小時數大致分布在15天左右,而在這15天左右的時間內,分布也是不均等的,有些天僅有1~2小時,出現較多的不保證小時數的天數一般在5天左右。因此,取不保證5天的日平均溫度,大致與室外計算干濕球溫度不保證50小時是相對應的。

    4.1.11 為適應關于按不穩定傳熱計算空調冷負荷的需要,制定本條內容。

    4.1.12 特殊情況下空調室外計算參數的確定。
        本規范的室外空氣計算參數是在不同保證率下統計計算的結果,雖然保證率比較高,完全能夠滿足一般民用建筑的熱環境舒適度需求,但是在特殊氣象條件下仍然會存在達不到室內溫濕度要求的情況。因此,當建筑室內溫濕度參數必須全年保持既定要求的時候,應另行確定適宜的室外計算參數。僅在部分時間(如夜間)工作的空調系統,可不完全遵守本規范第4.1.6~4.1.11條的規定。

    4.1.14 室外風速、風向及頻率。
        本條及本規范其他有關條文中的“累年最冷3個月”,系指累年月平均氣溫最低的3個月;“累年最熱3個月”,系指累年月平均氣溫最高的3個月。
        “最多風向”即“主導風向” (Predominant Wind Direction)。

    4.1.17 設計計算用供暖期天數。
        本條中所謂“日平均溫度穩定低于或等于供暖室外臨界溫度”,系指室外連續5天的滑動平均溫度低于或等于供暖室外臨界溫度。
        按本條規定統計和確定的設計計算用供暖期,是計算供暖建筑物的能量消耗,進行技術經濟分析、比較等不可缺少的數據,是專供設計計算應用的,并不是指具體某一個地方的實際供暖期,各地的實際供暖期應由各地主管部門根據情況自行確定。隨著生活水平提高,建筑物供暖臨界溫度也逐漸增長,為配合不同地區的不同要求,本規范附錄給出了5℃和8℃兩種臨界溫度的供暖期天數與起止日期。

    4.1.18 室外計算參數的統計年份。
        近年來,國際上對室外計算參數統計年份的選取有一些討論:年份取得長,氣象參數的穩定性好,數據更有代表性,但是由于全球變暖,環境溫度的攀升,統計年份選取過長則不能完全切合實際設計需求;年份取的短,雖然在一定程度上更貼近實際氣溫變化趨勢,但是會放大極端天氣對設計參數的影響。為得出一個合理的結論,編制組室外空氣計算參數專題小組對1978~2007年的氣象參數進行了整理分析。結果表明1978~
    2007累年年平均氣溫與1951~1980年30年的累年年平均氣溫相比有了明顯的上升,但是北方地區冬季的溫度近十年又有回落的趨勢,而夏季的溫度整體變化不大。經過計算對比室外空氣計算參數采用10年、15年、20年及30年不同統計期的數值,10年與30年的數據與累年年平均氣溫變化的趨勢最為相近。從氣象學的角度出發,30年是比較有代表性的觀測統計期,所以本次規范室外空氣計算參數的統計年份為30年。為保證計算參數的科學合理,根據氣象部門整編數據的規定,編制組選取了1971~2000年作為統計期,部分臺站因為遷站等原因有數據缺失,除長沙、重慶和蕪湖外,其余臺站均保證統計期大于20年。

    4.1.19 山區的室外氣象參數。
        山區的氣溫受海拔、地形等因素影響較大,在與鄰近臺站的氣象資料進行比較時,應注意小氣候的影響,注意氣候條件的相似性。

    4.2 夏季太陽輻射照度

    4.2.1 確定太陽輻射照度的基本原則。
        本規范所給出的太陽輻射照度值,是根據地理緯度和7月大氣透明度,并按7月21日的太陽赤緯,應用有關太陽輻射的研究成果,通過計算確定的。
        關于計算太陽輻射照度的基礎數據及其確定方法。這里所說的基礎數據,是指垂直于太陽光線的表面上的直接輻射照度S和水平面上的總輻射照度Q;A數據是基于觀測記錄用逐時的S和Q值,采用近10年中每年6月至9月內舍去15~20個高峰值的較大值的歷年平均值。實踐證明,這一統計方法雖然較為繁瑣,但它所確定的基礎數據的量值,已為大家所接受。本規范參照這一量值,根據我國有關太陽輻射的研究中給出的不同大氣透明度和不同太陽高度角下的S和Q值,按照不同緯度、不同時刻(6~18)時的太陽高度角用內插法確定的。

    4.2.2 垂直面和水平面的太陽總輻射照度。
         建筑物各朝向垂直面與水平面的太陽總輻射照度,是按下列公式計算確定的:

    說明表4.2.2.jpg

    4.2.3 透過標準窗玻璃的太陽輻射照度。
        根據有關資料,將3mm厚的普通平板玻璃定義為標準玻璃。透過標準窗玻璃的太陽直接輻射照度和散射輻射照度,是按下列公式計算確定的:

    說明表4.2.3.jpg

    其他符號意義同前。
        各緯度帶和各大氣透明度等級下的計算結果列于本規范附錄D。

    4.2.4 當地計算大氣透明度等級的確定。
        為了按本規范附錄C和附錄D查取當地的太陽輻射照度值,需要確定當地的計算大氣透明度等級,為此,本條給出了根據當地大氣壓力確定大氣透明度的等級,見表4.2.4,并在本規范附錄E中給出了夏季空調用的計算大氣透明度分布圖。

     

    5 供 暖

    5.1 一 般 規 定

    5.1.1 供暖方式選擇原則。
        目前實施供暖的各地區的氣象條件,能源結構、價格、政策,供熱、供氣、供電情況及經濟實力等都存在較大差異,并且供暖方式還要受到環保、衛生、安全等多方面的制約和生活習慣的影響,因此,應通過技術經濟比較確定。

    5.1.2 宜設置集中供暖的地區。
        根據幾十年的實踐經驗,累年日平均溫度穩定低于或等于5℃的日數大于或等于90天的地區,在同樣保障室內設計環境的情況下,采用集中供暖系統更為經濟、合理。這類地區是北京、天津、河北、山西、內蒙古、遼寧、吉林、黑龍江、山東、西藏、青海、寧夏、新疆等13個省、直轄市、自治區的全部,河南(許昌以北)、陜西(西安以北)、甘肅(除隴南部分地區)等省的大部分,以及江蘇(淮陰以北)、安徽(宿縣以北)、四川(川西高原)等省的一小部分,此外還有某些省份的高寒山區。
        近些年,隨著我國經濟發展和人民生活水平提高,累年日平均溫度穩定低于或等于5℃的日數小于90天地區的建筑也開始逐漸設置供暖設施,具體方式可根據當地條件確定。

    5.1.3 宜設置供暖設施的地區及宜采用集中供暖的建筑。
        為了保障人民生活最基本要求、維護公眾利益設置了本條文。具體采用什么供暖方式,應根據所在地區的具體情況,通過技術經濟比較確定。

    5.1.5 設置值班供暖的規定。
        設置值班供暖,主要是為了防止公共建筑在非使用的時間內,其水管及其他用水設備發生凍結的現象。在嚴寒地區,還要考慮居住建筑的公共部分的防凍措施。

    5.1.6 居住建筑集中供暖系統。
        連續供暖指當室外溫度達到供暖室外計算溫度時,為了使室內達到設計溫度,要求鍋爐房(或換熱機房)按照設計的供、回水溫度晝夜連續運行。當室外溫度高于供暖室外計算溫度時,可以采用質調節或量調節以及間歇調節等運行方式減少供熱量。需要指出,間歇調節運行與間歇供暖的概念是不同的,間歇調節運行只是在供暖過程中減少系統供熱量的一種方法,而間歇供暖是指建筑物在使用時間內供暖,使室內溫度達到設計要求,而在非使用時間允許室溫自然降低。例如:辦公樓、教學樓等公共建筑的使用時間基本是固定的時間段,可以采用間歇供暖。而居住建筑的使用時間依居住人行為習慣、年齡等的差異而不同,它可能是在每天的任何時間。在室內設計參數不變的條件下,連續供暖每小時的熱負荷是均勻的,在設計條件下所選用的供暖設備可以滿足使用要求。

    5.1.7 圍護結構傳熱系數的規定。
        國家現行公共建筑和居住建筑節能設計標準對外墻、屋面、外窗、陽臺門和天窗等圍護結構的傳熱系數都有相關的具體要求和規定,本規范應符合其規定。

    5.1.10 豎向分區設置規定。
        設置豎向分區主要目的是:減小設備、管道及部件所承受的壓力,保證系統安全運行,避免立管出現垂直失調等現象。通常,考慮散熱器的承壓能力,高層建筑內的散熱器供暖系統宜按照50m進行分區設置。

    5.1.11 系統分環設置規定。
        為了平衡南北向房間的溫差、解決“南熱北冷”的問題,除了按本規范的規定對南北向房間分別采用不同的朝向修正系數外,對供暖系統,必要時采取南北向房間分環布置的方式,有利于系統調試,故在條文中推薦。

    5.1.12 供暖系統的水質要求。
        水質是保證供暖系統正常運行的前提,近些年發展的輕質散熱器和相關末端設備在使用時都對水質有不同的要求,F行國家標準《工業鍋爐水質》GB 1576對供暖系統水質有要求,但其針對性不強,目前國家標準《供暖空調系統水質標準》正在編制中,對供暖水質提出了更為具體、針對性更強的要求。

    5.2 熱 負 荷

    5.2.1 集中供暖系統施工圖設計。強制性條文。
        集中供暖的建筑,供暖熱負荷的正確計算對供暖設備選擇、管道計算以及節能運行都起到關鍵作用,特設置此條,且與現行《嚴寒和寒冷地區居住建筑節能設計標準》JGJ 26和《公共建筑節能設計標準》GB 50189保持一致。
        在實際工程中,供暖系統有時是按照“分區域”來設置的,在一個供暖區域中可能存在多個房間,如果按照區域來計算,對于每個房間的熱負荷仍然沒有明確的數據。為了防止設計人員對“區域”的誤解,這里強調的是對每一個房間進行計算而不是按照供暖區域來計算。

    5.2.2 供暖通風熱負荷確定。
        計算熱負荷時不經常出現的散熱量,可不計算;經常出現但不穩定的散熱量,應采用小時平均值。當前居住建筑戶型面積越來越大,單位建筑面積內部得熱量不一,且炊事、照明、家電等散熱是間歇性的,這部分自由熱可作為安全量,在確定熱負荷時不予考慮。公共建筑內較大且放熱較恒定的物體的散熱量,在確定系統熱負荷時應予以考慮。

    5.2.4 圍護結構基本耗熱量的計算。
        公式(5.2.4)是按穩定傳熱計算圍護結構耗熱量,不管圍護結構的熱惰性指標大小如何,室外計算溫度均采用供暖室外計算溫度,即歷年平均不保證5天的日平均溫度。
        近些年北方地區的居住建筑大都采用封閉陽臺,封閉陽臺形式大致有兩種:凸陽臺和凹陽臺。凸陽臺是包含正面和左右側面三個接觸室外空氣的外立面,而凹陽臺是只有正面一個接觸室外空氣的外立面。在計算圍護結構基本耗熱量時,應考慮該圍護結構的溫差修正系數,F行行業標準《嚴寒和寒冷地區居住建筑節能設計標準》JGJ 26—2010附錄E.0.4給出了嚴寒寒冷地區210個城市和地區、不同朝向的凸陽臺和凹陽臺溫差修正系數。

    5.2.5 相鄰房間的溫差傳熱計算原則。
        當相鄰房間的溫差小于5℃時,為簡化計算起見,通?刹挥嬋胪ㄟ^隔墻和樓板等的傳熱量。但當隔墻或樓板的傳熱熱阻太小,傳熱面積很大,或其傳熱量大于該房間熱負荷的10%時,也應將其傳熱量計入該房間的熱負荷內。

    5.2.6 圍護結構的附加耗熱量。包括朝向修正率、風力附加率、外門附加率。
        1 朝向修正率,是基于太陽輻射的有利作用和南北向房間的溫度平衡要求,而在耗熱量計算中采取的修正系數。本條第一款給出的一組朝向修正率是綜合各方面的論述、意見和要求,在考慮某些地區、某些建筑物在太陽輻射得熱方面存在的潛力的同時,考慮到我國幅員遼闊,各地實際情況比較復雜,影響因素很多,南北向房間耗熱量客觀存在一定的差異(10%~30%),以及北向房間由于接受不到太陽直射作用而使人們的實感溫度低(約差2℃),而且墻體的干燥程度北向也比南向差,為使南北向房間在整個供暖期均能維持大體均衡的溫度,規定了附加(減)的范圍值。這樣做適應性比較強,并為廣大設計人員提供了可供選擇的余地。具有一定的靈活性,有利于本規范的貫徹執行。

        2 風力附加率,是指在供暖耗熱量計算中,基于較大的室外風速會引起圍護結構外表面換熱系數增大,即大于23W/(m2·K)而設的附加系數。由于我國大部分地區冬季平均風速不大,一般為2m/s~3m/s,僅個別地區大于5m/s,影響不大,為簡化計算起見,一般建筑物不必考慮風力附加,僅對建筑在不避風的高地、河邊、海岸、曠野上的建筑物,以及城鎮內明顯高出的建筑物的風力附加做了規定。 “明顯高出”通常指較大區域范圍內,某棟建筑特別突出的情況。
        
        3 外門附加率,是基于建筑物外門開啟的頻繁程度以及沖入建筑物中的冷空氣導致耗熱量增大而附加的系數。外門附加率,只適用于短時間開啟的、無熱空氣幕的外門。陽臺門不應計入外門附加。
        關于第3款外門附加中“一道門附加65%×n,兩道門附加80%×n”的有關規定,有人提出異議,但該項規定是正確的。因為一道門與兩道門的傳熱系數是不同的:一道門的傳熱系數是4.65W/(m2·K),兩道門的傳熱系數是2.33W/(m2·K)。

    說明.jpg

     顯然一道門附加的多,而兩道門附加的少。
        另外,此處所指的外門是建筑物底層入口的門,而不是各層每戶的外門。
        此外,嚴寒地區設計人員也可根據經驗對兩面外墻和窗墻面積比過大進行修正。當房間有兩面以上外墻時,可將外墻、窗、門的基本耗熱量附加5%。當窗墻(不含窗)面積比超過1:1時,可將窗的基本耗熱量附加10%。

    5.2.7 高度附加率。
        高度附加率應附加于圍護結構的基本耗熱量和其他附加耗熱量之和的基礎上。高度附加率,是基于房間高度大于4m時,由于豎向溫度梯度的影響導致上部空間及圍護結構的耗熱量增大的附加系數。由于圍護結構耗熱作用等影響,房間豎向溫度的分布并不總是逐步升高的,因此對高度附加率的上限值做了限制。
        以前有關地面供暖的規定認為可不計算房間熱負荷的高度附加。但實際工程中的高大空間,尤其是間歇供暖時,常存在房間升溫時間過長甚至是供熱量不足等問題。分析原因主要是:①同樣面積時,高大空間外墻等外圍護結構比一般房間多,“蓄冷量”較大,供暖初期升溫相對需熱量較多;②地面供暖向房間散熱有將近一半仍依靠對流形式,房間高度方向也存在一些溫度梯度。因此本規范建議地面供暖時,也要考慮高度附加,其附加值約按一般散熱器供暖計算值50%取值。

    5.2.8 間歇供暖系統設計附加值選取。
        對于夜間基本不使用的辦公樓和教學樓等建筑,在夜間時允許室內溫度自然降低一些,這時可按間歇供暖系統設計,這類建筑物的供暖熱負荷應對圍護結構耗熱量進行間歇附加,間歇附加率可取20%;對于不經常使用的體育館和展覽館等建筑,圍護結構耗熱量的間歇附加率可取30%。如建筑物預熱時間長,如兩小時,其間歇附加率可以適當減少。

    5.2.9 門窗縫隙滲入室內的冷空氣耗熱量計算。
        本條強調了門窗縫隙滲透冷空氣耗熱量計算的必要性,并明確計算時應考慮的主要因素。在各類建筑物的耗熱量中,冷風滲透耗熱量所占比是相當大的,有時高達30%左右,根據現有的資料,本規范附錄F分別給出了用縫隙法計算民用建筑的冷風滲透耗熱量,并在附錄G中給出了全國主要城市的冷風滲透量的朝向修正系數n值。

    5.2.10 分戶熱計量戶間傳熱供暖負荷附加量。
        戶間傳熱對供暖負荷的附加量的大小不影響外網、熱源的初投資,在實施室溫可調和供熱計量收費后也對運行能耗的影響較小,只影響到室內系統的初投資。附加量取得過大,初投資增加較多。依據模擬分析和運行經驗,戶間傳熱對供暖負荷的附加量不宜超過計算負荷的50%。

    5.2.11 輻射供暖負荷計算。
        根據國內外資料和國內一些工程的實測,輻射供暖用于全面供暖時,在相同熱舒適條件下的室內溫度可比對流供暖時的室內溫度低2℃~3℃。故規定輻射供暖的耗熱量計算可按本規范的有關規定進行,但室內設計溫度取值可降低2℃。當輻射供暖用于局部供暖時,熱負荷計算還要乘以表5.2.11所規定的計算系數(局部供暖的面積與房間總面積的面積比大于75%時,按全面供暖耗熱量計算)。

     

    5.3 散熱器供暖

    5.3.1 散熱器供暖系統的熱媒選擇及熱媒溫度。
        采用熱水作為熱媒,不僅對供暖質量有明顯的提高,而且便于進行調節。因此,明確規定散熱器供暖系統應采用熱水作為熱媒。
        以前的室內供暖系統設計,基本是按95℃/70℃熱媒參數進行設計,實際運行情況表明,合理降低建筑物內供暖系統的熱媒參數,有利于提高散熱器供暖的舒適程度和節能降耗。近年來,國內已開始提倡低溫連續供熱,出現降低熱媒溫度的趨勢。研究表明:對采用散熱器的集中供暖系統,綜合考慮供暖系統的初投資和年運行費用,當二次網設計參數取75℃/50℃時,方案最優,其次是取85℃/60℃時。
        目前,歐洲很多國家正朝著降低供暖系統熱媒溫度的方向發展,開始采用60℃以下低溫熱水供暖,這也值得我國參考。

    5.3.2 供暖系統制式選擇。
        由于雙管制系統可實現變流量調節,有利于節能,因此室內供暖系統推薦采用雙管制系統。采用單管系統時,應在每組散熱器的進出水支管之間設置跨越管,實現室溫調節功能。公共建筑選擇供暖系統制式的原則,是在保持散熱器有較高散熱效率的前提下,保證系統中除樓梯間以外的各個房間(供暖區),能獨立進行溫度調節。公共建筑供暖系統可采用上/下分式垂直雙管、下分式水平雙管、上分式帶跨越管的垂直單管、下分式帶跨越管的水平單管制式,由于公共建筑往往分區出售或出租,由不同單位使用,因此,在設計和劃分系統時,應充分考慮實現分區熱量計量的靈活性、方便性和可能性,確保實現按用熱量多少進行收費。

    5.3.3 既有建筑供暖系統改造制式選擇。
        在北方一些城市大面積推行的既有建筑供暖系統熱計量改造,多數改為分戶獨守循環系統,室內管道需重新布置,實施困難。對居民影響較大。根據既有建筑改造應盡可能減少擾民和投入為原則,建議采用改為垂直雙管或加跨越管的形式,實現分戶計量要求。

    5.3.4 單管跨越式系統適用層數和散熱器連接組數的規定。
        散熱器流量和散熱量的關系曲線與進出口溫差有關,溫差越大越接近線性。散熱器串聯組數過多,每組散熱溫差過小,不僅散熱器面積增加較大,恒溫閥調節性能也很難滿足要求。

    5.3.5 有凍結危險場所的散熱器設置。強制性條文。
        對于管道有凍結危險的場所,不應將其散熱器同鄰室連接,立管或支管應獨立設置,以防散熱器凍裂后影響鄰室的供暖效果。

    5.3.6 選擇散熱器的規定。
        散熱器產品標準中規定了不同種類散熱器的工作壓力,即便是同一種類的散熱器也有因加工材質厚度不同,工作壓力不同的情況,而不同系統要求散熱器的壓力也不同,因此,強調了本條第一款的內容。
        供暖系統在非供暖季節應充水濕保養,不僅是使用鋼制散熱器供暖系統的基本運行條件,也是熱水供暖系統的基本運行條件,在設計說明中應加以強調。
        公共建筑內的高大空間,如大堂、候車(機)廳、展廳等處的供暖,如果采用常規的對流供暖方式供暖時,室內沿高度方向會形成很大的溫度梯度,不但建筑熱損耗增大,而且人員活動區的溫度往往偏低,很難保持設計溫度。采用輻射供暖時,室內高度方向的溫度梯度;同時,由于有溫度和輻射照度的綜合作用,既可以創造比較理想的熱舒適環境,又可以比對流供暖時減少能耗。

    5.3.7 散熱器的布置。
        1 散熱器布置在外墻的窗臺下,從散熱器上升的對流熱氣流能阻止從玻璃窗下降的冷氣流,使流經生活區和工作區的空氣比較暖和,給人以舒適的感覺,因此推薦把散熱器布置在外墻的窗臺下;為了便于戶內管道的布置,散熱器也可靠內墻安裝。
        2 為了防止把散熱器凍裂,在兩道外門之間的門斗內不應設置散熱器。
        3 把散熱器布置在樓梯間的底層,可以利用熱壓作用,使加熱了的空氣自行上升到樓梯間的上部補償其耗熱量,因此規定樓梯間的散熱器應盡量布置在底層或按一定比例分配在下部各層。

    5.3.8 散熱器組裝片數。
        本條規定主要是考慮散熱器組片連接強度及施工安裝的限制要求。

    5.3.9 散熱器安裝。
        散熱器暗裝在罩內時,不但散熱器的散熱量會大幅度減少;而且,由于罩內空氣溫度遠遠高于室內空氣溫度,從而使罩內墻體的溫差傳熱損失大大增加,應避免這種錯誤做法。實驗證明:散熱器外表面涂刷非金屬性涂料時,其散熱量比涂刷金屬性涂料時能增加10%左右。“特殊功能要求的建筑”指精神病院、法院審查室等。

    5.3.10 散熱器安裝。強制性條文。
        規定本條的目的,是為了保護兒童、老年人、特殊人群的安全健康,避免燙傷和碰傷。

    5.3.11 散熱器數量修正。
        散熱器的散熱量是在特定條件下通過實驗測定給出的,在實際工程應用中該值往往與測試條件下給出的有一定差別,為此設計時除應按不同的傳熱溫差(散熱器表面溫度與室溫之差)選用合適的傳熱系數外,還應考慮其連接方式、安裝形式、組裝片數、熱水流量以及表面涂料等對散熱量的影響。
        散熱器散熱數量n(片)可由下式計算,公式中的修正系數可由設計手冊查得。

    說明表5.3.11.jpg

     

    5.3.12 非保溫管道散熱器數量修正。
        管道明設時,非保溫管道的散熱量有提高室溫的作用,可補償一部分耗熱量,其值應通過明裝管道外表面與室內空氣的傳熱計算確定。管道暗設于管井、吊頂等處時,均應保溫,可不考慮管道中水的冷卻溫降;對于直接埋設于墻內的不保溫立、支管,散入室內的熱量、無效熱損失、水溫降等較難準確計算,設計人可根據暗設管道長度等因素,適當考慮對散熱器數量的影響。

    5.3.13 同一房間的兩組散熱器的連接方式。
        條文中的散熱器連接方式一般稱為“分組串接”,如圖2所示。由于供暖房間的溫控要求,各房間散熱器均需獨立與供暖立管連接,因此只允許同一房間的兩組散熱器采用“分組串接”。對于水平單管跨越式和雙管系統,完全有條件每組散熱器與水平供暖管道獨立連接并分別控制,因此“分組串接”僅限于垂直單管和垂直雙管系統采用。
        采用“分組串接”的原因一般是房間熱負荷過大,散熱器片數過多,或為了散熱器布置均勻,需分成兩組進行施工安裝,而單獨設置立管或每組散熱器單獨與立管連接又有困難或不經濟。
        采用上下接口同側連接方式時,為了保證距立管較遠的散熱器的散熱量,散熱器之間的連接管管徑應盡可能大,使其相當于一組散熱器,即采用帶外螺紋的支管直接與散熱器內螺紋接口連接。

    說明圖2.jpg

     

    5.4 熱水輻射供暖

    5.4.1 輻射供暖系統的供回水溫度、溫差及輻射體表面平均溫度要求。
        本條從對地面輻射供暖的安全、壽命和舒適考慮,規定供水溫度不應超過60℃。從舒適及節能考慮,地面供暖供水溫度宜采用較低數值,國內外經驗表明,35℃~45℃是比較合適的范圍,故作此推薦。根據不同設置位置覆蓋層熱阻及遮擋因素,確定毛細管網供水溫度。
        根據國內外技術資料從人體舒適和安全角度考慮,對輻射供暖的輻射體表面平均溫度作了具體規定。
        對于人員經常停留的地面溫度上限值規定,美國相關標準根據熱舒適理論研究得出地面溫度在21℃~24℃時,不滿意度低于8%;歐洲相關設計標準規定地面溫度上限為29℃,日本相關研究表明,地面溫度上限為31℃時,從人體健康、舒適考慮,是可以接受?紤]到生活習慣,本規范將人員經常停留地面的溫度上限值規定為29℃。

    5.4.2 地表面平均溫度校核。
        地面的表面平均溫度若高于表5.4.1—2的最高限值,會造成不舒適,此時應減少地面輻射供暖系統負擔的熱負荷,采取改善建筑熱工性能或設置其他輔助供暖設備等措施,滿足設計要求!兜孛孑椛涔┡夹g規程》JGJ 142—2004的3.4.5條給出了校核地面的表面平均溫度的近似公式。

    5.4.3 絕熱層、防潮層、隔離層。部分強制性條文。
        為減少供暖地面的熱損失,直接與室外空氣接觸的樓板、與不供暖房間相鄰的地板,必須設置絕熱層。與土壤接觸的底層,應設置絕熱層;當地面荷載特別大時,與土壤接觸的底層的絕熱層有可能承載力不夠,考慮到土壤熱阻相對樓板較大,散熱量較小,可根據具體情況酌情處理。為保證絕熱效果,規定絕熱層與土壤間設置防潮層。對于潮濕房間,混凝土填充式供暖地面的填充層上,預制溝槽保溫板或預制輕薄供暖板供暖地面的地面面層下設置隔離層,以防止水滲入。

    5.4.4 毛細管網輻射系統方式選擇。
        毛細管網是近幾年發展的新技術,根據工程實踐經驗和使用效果,確定了該系統不同情況的安裝方式。

    5.4.5 輻射供暖系統工作壓力要求。
        系統工作壓力的高低,直接影響到塑料加熱管的管壁厚度、使用壽命、耐熱性能、價格等一系列因素,所以不宜定得太高。

    5.4.6 熱水地面輻射供暖所用的塑料加熱管。強制性條文。
        塑料管材的力學特性與鋼管等金屬管材有較大區別。鋼管的使用壽命主要取決于腐蝕速度,使用溫度對其影響不大。而塑料管材的使用壽命主要取決于不同使用溫度和壓力對管材的累計破壞作用。在不同的工作壓力下,熱作用使管壁承受環應力的能力逐漸下降,即發生管材的“蠕變”,以致不能滿足使用壓力要求而破壞。壁厚計算方法可參照現行國家有關塑料管的標準執行。

    5.4.7 居住建筑熱水輻射供暖系統劃分。
        居住建筑中按戶劃分系統,可以方便地實現按戶熱計量,各主要房間分環路布置加熱管,則便于實現分室控制溫度。

    5.4.8 加熱管敷設管間距。
        地面散熱量的計算,都是建立在加熱管間距均勻布置的基礎上的。實際上房間的熱損失,主要發生在與室外空氣鄰接的部位,如外墻、外窗、外門等處。為了使室內溫度分布盡可能均勻,在鄰近這些部位的區域如靠近外窗、外墻處,管間距可以適當縮小,而在其他區域則可以將管間距適當放大。不過為了使地面溫度分布不會有過大的差異,人員長期停留區域的最大間距不宜超過300mm。最小間距要滿足彎管施工條件,防止彎管擠扁。

    5.4.9 分水器、集水器。
        分水器、集水器總進、出水管內徑一般不小于25mm,當所帶加熱管為8個環路時,管內熱媒流速可以保持不超過最大允許流速0.8m/s。分水器、集水器環路過多,將導致分水器、集水器處管道過于密集。

    5.4.10 旁通管。
        旁通管的連接位置,應在總進水管的始端(閥門之前)和總出水管的末端(閥門之后)之間,保證對供暖管路系統沖洗時水不流進加熱管。

    5.4.11 熱水吊頂輻射板供暖使用場所。
        熱水吊頂輻射板為金屬輻射板的一種,可用于層高3m~30m的建筑物的全面供暖和局部區域或局部工作地點供暖,其使用范圍很廣泛,包括大型船塢、船舶、飛機和汽車的維修大廳、建材市場、購物中心、展覽會場、多功能體育館和娛樂大廳等許多場合。

    5.4.12 熱水吊頂輻射板供水要求。
        熱水吊頂輻射板的供水溫度,宜采用40℃~95℃的熱水。既可用低溫熱水,也可用水溫高達95℃的高溫熱水。熱水水質應符合國家現行標準的要求。

    5.4.13 熱水吊頂輻射板供暖屋頂保溫規定。
        當屋頂耗熱量大于房間總耗熱量的30%時,應提高屋頂保溫措施。目的是為了減少屋頂散熱量,增加房間有效供熱量。

    5.4.14 熱水吊頂輻射板有效散熱量。
        熱水吊頂輻射板傾斜安裝時,輻射板的有效散熱量會隨著安裝角度的不同而變化。設計時,應根據不同的安裝角度,按表5.4.14對總散熱量進行修正。
        由于熱水吊頂輻射板的散熱量是在管道內流體處于紊流狀態下進行測試的,為保證輻射板達到設計散熱量,管內流量不得低于保證紊流狀態的最小流量。如流量達不到所要求的最小流量,應乘以1.18的安全系數。

    5.4.15 熱水吊頂輻射板安裝高度。
        熱水吊頂輻射板屬于平面輻射體,輻射的范圍局限于它所面對的半個空間,輻射的熱量正比于開爾文溫度的四次方,因此輻射體的表面溫度對局部的熱量分配起決定作用,影響到房間內各部分的熱量分布。而采用高溫輻射會引起室內溫度的不均勻分布,使人體產生不舒適感。當然輻射板的安裝位置和高度也同樣影響著室內溫度的分布。因此在供暖設計中,應對輻射板的最低安裝高度以及在不同安裝高度下輻射板內熱媒的最高平均溫度加以限制。條文中給出了采用熱水吊頂輻射板供暖時,人體感到舒適的允許最高平均水溫。這個溫度值是依據輻射板表面溫度計算出來的。對于在通道或附屬建筑物內,人們僅短暫停留的區域,溫度可適當提高。

    5.4.16 熱水吊頂輻射板與供暖系統連接方式。
        熱水吊頂輻射板可以并聯或串聯,同側或異側等多種連接方式接入供暖系統,可根據建筑物的具體情況確定管道最優布置方式,以保證系統各環路阻力平衡和輻射板表面溫度均勻。對于較長、高大空間的最佳管線布置,可采用沿長度方向平行的內部板和外部板串聯連接,熱水同側進出的連接方式,同時采用流量調節閥來平衡每塊板的熱水流量,使輻射達到最優分布。這種連接方式所需費用低,輻射照度分布均勻。但設計時應注意能滿足各個方向的熱膨脹。在屋架或橫粱隔斷的情況下,也可采用沿外墻長度方向平行的兩個或多個輻射板串聯成一排,各輻射板排之間并聯連接,熱水異側進出的方式。

    5.4.17 熱水吊頂輻射板裝置布置要求。
        熱水吊頂輻射板的布置對于優化供暖系統設計,保證室內人員活動區輻射照度的均勻分布是很關鍵的。通常吊頂輻射板的布置應與最長的外墻平行設置,如必要,也可垂直于外墻設置。沿墻設置的輻射板排規格應大于室中部設置的輻射板規格,這是由于供暖系統熱負荷主要是由圍護結構傳熱耗熱量以及通過外門,外窗侵入或滲入的冷空氣耗熱量來決定的。因此為保證室內作業區輻射照度分布均勻,應考慮室內空間不同區域的不同熱需求,如設置大規格的輻射板在外墻處來補償外墻處的熱損失。房間建筑結構尺寸同樣也影響著吊頂輻射板的布置方式。房間高度較低時,宜采用較窄的輻射板,以避免過大的輻射照度;沿外墻布置輻射板且板排較長時,應注意預留長度方向熱膨脹的余地。

    5.5 電加熱供暖

    5.5.1 電加熱供暖使用條件。強制性條文。
        合理利用能源、節約能源、提高能源利用率是我國的基本國策。直接將燃煤發電生產出的高品位電能轉換為低品位的熱能進行供暖,能源利用效率低,是不合適的。由于我國地域廣闊、不同地區能源資源差距較大,能源形式與種類也有很大不同,考慮到各地區的具體情況,在只有符合本條所指的特殊情況時方可采用。

    5.5.2 電供暖散熱器形式和性能要求。
        電供暖散熱器是一種固定安裝在建筑物內,以電為能源,將電能直接轉化成熱能,并通過溫度控制器實現對散熱器供熱控制的供暖散熱設備。電供暖散熱器按放熱方式可以分為直接作用式和蓄熱式;按傳熱類型可分為對流式和輻射式,其中對流式包括自然對流和強制對流兩種;按安裝方式又可以分為吊裝式、壁拄式和落地式。在工程設計中,無論選用哪一種電供暖散熱器,其形式和性能都應滿足具體工程的使用要求和有關規定。

        電供暖散熱器的性能包括電氣安全性能和熱工性能。
        1 電氣安全性能主要有泄漏電流、電氣強度、接地電阻、防潮等級、防觸電保護等。具體要求如下:

         1)泄漏電流:在規定的試驗額定電壓下,測量電供暖散熱器外露的金屬部分與電源線之間的泄漏電流應不大于0.75mA或O.75mA/kW。

         2)電氣強度:在帶電部分和非帶電金屬部分之間施加額定頻率和規定的試驗電壓,持續時間1min,應無擊穿或閃絡。見表2。

    說明表2.jpg

     3)接地電阻:電供暖散熱器外露金屬部分與接地端之間的絕緣電阻不大于0.1Ω。

         4)防潮等級、防觸電保護:不同的使用場所有不同的等級要求,最高在衛浴使用時要求達到IP54防護等級。

        2 電供暖散熱器熱工性能指標主要有輸入功率、表面溫度和出風溫度、升溫時間、溫度控制功能和蓄熱性能等,其中蓄熱性能是針對蓄熱式電供暖散熱器而言的。具體要求如下:

         1)輸入功率:電供暖散熱器出廠時要求標注功率大小,這個功率稱為標稱輸入功率,但是產品在正常運行時,也有一個運行時的功率,稱為實際輸入功率,這兩個功率有可能不相等。有的廠家為了抬高產品售價,惡意提高產品標稱輸入功率的值,對消費者造成損失,因此輸入功率是衡量電供暖散熱器能力大小的一個重要指標。

         2)表面溫度和出風溫度:是電供暖散熱器使用過程中是否安全的指標,其最高溫度要求對于人體可觸及的安裝狀態,接觸電供暖散熱器表面或者出口格柵時對人體不產生燙傷或者灼傷,同時對于建筑物內材料不造成損害。

         3)升溫時間:是評判電供暖散熱器響應時間的指標,電供暖散熱器主要是通過對流和輻射對建筑物進行供暖的,只有其表面溫度或者出風溫度達到一定溫度時才會起到維持房間溫度的效果。一般升溫時間指從接通電源到穩定運行時所用時間,通常穩定運行的概念是:電供暖散熱器外表面或出氣口格柵溫度的溫度變化不大于2℃,則可以認為已達到穩定運行。從節能和使用要求考慮,電供暖散熱器升溫時間越短,越有利。

         4)溫度控制功能:電供暖散熱器要求具備溫度控制功能,所安裝的溫度控制器對環境溫度敏感,應能在一定范圍內設定溫度,用戶可以根據需要進行溫度的設定。通常規定溫度設定范圍是(5~30)℃。環境溫度到達設定溫度時,溫度控制器應動作控制。要求有一定的控制精度。

         5)蓄熱性能:考察蓄熱式電供暖散熱器蓄熱性能的基本指標是蓄熱效率、蓄熱量及蓄熱和放熱過程的控制問題。在進行電供暖工程設計時,應慎重選用蓄熱式電供暖散熱器。蓄熱式電供暖散熱器是利用低谷電價時蓄熱。用電高峰時不消耗或者少消耗電能而實現對建筑物的供暖。蓄熱式電供暖散熱器是否真正有實際性的移峰填谷作用,應在三個方面落實:①蓄熱、放熱的控制要到位;②蓄熱量的大小應能夠保證散熱器放熱過程中所放出的熱量滿足建筑物的供暖需要;③蓄、放熱時間滿足峰谷電價時間的要求。只有控制好這三個方面的特性,蓄熱式電供暖散熱器才能真正發揮作用。

    5.5.3 電熱輻射供暖安裝形式。
        發熱電纜供暖系統是由可加熱電纜和傳感器、溫控器等構成,發熱電纜具有接地體和工廠預制的電氣接頭,通常采用地板式,將電纜敷設于混凝土中,有直接供熱及存儲供熱等兩種系統形式;低溫電熱膜輻射供暖方式是以電熱膜為發熱體,大部分熱量以輻射方式傳入供暖區域,它是一種通電后能發熱的半透明聚酯薄膜,由可導電的特制油墨、金屬載流條經印刷、熱壓在兩層絕緣聚酯薄膜之間制成的。電熱膜通常沒有接地體,且須在施工現場進行電氣接地連接,電熱膜通常布置在頂棚上,并以吊頂龍骨作為系統接地體,同時配以獨立的溫控裝置。沒有安全接地不應鋪設于地面,以免漏電傷人。

    5.5.4 電熱輻射供暖加熱元件要求。
        本條文要求發熱電纜輻射供暖和低溫電熱膜輻射供暖的加熱元件及其表面溫度符合國家有關產品標準要求。普通發熱電纜參見國家標準《額定電壓300/500V生活設施加熱和防結冰用加熱電纜》GB/T 20841—2007/IEC 60800:1992,低溫電熱膜輻射供暖參見標準《低溫輻射電熱膜》JG/T 286。

    5.5.5 電供暖系統溫控裝置要求。強制性條文。
        從節能角度考慮,要求不同電供暖系統應設置相應的溫控裝置。

    5.5.6 發熱電纜的線功率要求。
        普通發熱電纜的線功率基本是恒定的,熱量不能散出來就會導致局部溫度上升,成為安全隱患。國家標準《額定電壓300/500V生活設施加熱和防結冰用加熱電纜》GB/T 20841—2007/IEC60800:1992規定,護套材料為聚氯乙烯的發熱電纜,表面工作溫度(電纜表面允許的最高連續溫度)為70℃;《美國UL認證》規定,發熱電纜表面工作溫度不超過65℃。當面層采用塑料類材料(面層熱阻R=0.075m2·K/W)、混凝土填充層厚度35mm、聚苯乙烯泡沫塑料絕熱層厚度20mm,發熱電纜間距50mm,發熱電纜表面溫度70℃時,計算發熱電纜的線功率為16.3W/m。因此,本條文作出了對發熱電纜的線功率不宜超過17W/m的規定,以控制發熱電纜表面溫度,保證其使用壽命,并有利于地面溫度均勻且不超出最高溫度限制。發熱電纜的線功率的選擇,與敷設間距、面層熱阻等因素密切相關,敷設間距越大,面層熱阻越小,允許的發熱電纜線功率也可適當加大;而當面層采用地毯等高熱阻材料時,應選用更低線功率的發熱電纜,以確保安全。

        需要說明的是,17W/m的推薦限值,是在鋪設間距50mm的情況下得出的。通常情況下,發熱電纜鋪設間距在50mm以上,但特殊情況下,受鋪設面積的限制,實際工程中存在鋪設間距為50mm的情況,故從確保安全的角度,作此規定。計算表明,上述同樣條件下,如發熱電纜間距控制在100mm,即使采用熱阻更大的厚地毯面層,發熱電纜線功率的限值也可以達到25W/m。因此,實際工程發熱電纜的線功率的選擇,應根據鋪設間距、構造做法等綜合考慮確定。

        采用發熱電纜地面輻射供暖時,尚應考慮到家具布置的影響,發熱電纜的布置應盡可能避開家具特別是無腿家具的占壓區域,以免因占壓區域的熱損失而影響供暖效果或因占壓區域的局部溫度過高而影響發熱電纜的使用壽命。

        在采用帶龍骨的架空木板作為地面時,發熱電纜裸敷在架空地板的龍骨之間,需要對發熱電纜有更加嚴格的、安全的規定。借鑒國內外大量的工程實踐經驗,在龍骨之間宜敷設有利于發熱電纜散熱的金屬板,且發熱電纜的線功率不應大于10W/m。

    5.5.7 電熱膜輻射供暖的安裝功率及其在頂棚上布置時的安裝要求。
        為了保證其安裝后能滿足房間的溫度要求,并避免與頂棚上的電氣、消防、空調等裝置的安裝位置發生沖突,而影響其使用效果和安全性,做出本條要求。

    5.5.8 對安裝于距地面高度180cm以下電供暖元器件的安全要求。強制性條文。
        對電供暖裝置的接地及漏電保護要求引自《民用電氣設計規范》JGJ 16,安裝于地面及距地面高度180cm以下的電供暖元件,存在誤操作(如裝修破壞、水浸等)導致的漏、觸電事故的可能性,因此必須可靠接地并配置漏電保護裝置。

     

    5.6 燃氣紅外線輻射供暖

    5.6.1 燃氣紅外線輻射供暖使用安全原則。強制性條文。
        燃氣紅外線輻射供暖通常有熾熱的表面,因此設置燃氣紅外線輻射供暖時,必須采取相應的防火和通風換氣等安全措施。
        燃燒器工作時,需對其供應一定比例的空氣量,并放散二氧化碳和水蒸氣等燃燒產物,當燃燒不完全時,還會生成一氧化碳。為保證燃燒所需的足夠空氣,避免水蒸氣在圍護結構內表面上凝結,必須具有一定的通風換氣量。采用燃氣紅外線輻射供暖應符合國家現行有關燃氣、防火規范的要求,以保證安全。相關規范包括《城鎮燃氣設計規范》GB 50028、 《建筑設計防火規范》GB 50016、《高層民用建筑設計防火規范》GB 50045。

    5.6.2 燃氣紅外線輻射供暖燃料要求。
        制定此條為了防止因燃氣成分改變、雜質超標和供氣壓力不足等引起供暖效果的降低。

    5.6.3 燃氣紅外線輻射器的安裝高度。
        燃氣紅外線輻射器的表面溫度較高,如其安裝高度過低,人體所感受到的輻射照度將會超過人體舒適的要求。舒適度與很多因素有關。如供暖方式、環境溫度及風速、空氣含塵濃度及相對濕度、作業種類和輻射器的布置及安裝方式等。當用于全面供暖時,既要保持一定的室溫,又要求輻射照度均勻,保證人體的舒適度,為此,輻射器應安裝得高一些;當用于局部區域供暖時,由于空氣的對流,供暖區域的空氣溫度比全面供暖時要低,所要求的輻射照度比全面供暖大,為此輻射器應安裝得低一些。由于影響舒適度的因素很多,安裝高度僅是其中一個方面,因此本條只對安裝高度作了不應低于3m的限制。

    5.6.4 燃氣紅外線輻射器數量。
        為了防止由于單側輻射而引起人體部分受熱、部分受涼的現象,造成不舒適感而規定。

    5.6.5 全面輻射供暖系統布置散熱量要求。
        采用輻射供暖進行全面供暖時,不但要使人體感受到較理想的舒適度,而且要使整個房間的溫度比較均勻。通常建筑四周外墻和外門的耗熱量,一般不少于總熱負荷的60%,適當增加該處輻射器的數量,對保持室溫均勻有較好的效果。

    5.6.6 燃氣紅外線輻射供暖系統空氣量要求。強制性條文。
        燃氣紅外線輻射供暖系統的燃燒器工作時,需對其供應—定比例的空氣量。當燃燒器每小時所需的空氣量超過該房間0.5次/h換氣時,應由室外供應空氣,以避免房間內缺氧和燃燒器供應空氣量不足而產生故障。

    5.6.7 燃氣紅外線輻射供暖系統進風口要求。
        燃氣紅外線輻射供暖當采用室外供應空氣時,可根據具體情況采取自然進風或機械進風。

    5.6.8 燃氣紅外線輻射供暖尾氣排放要求及排風口的要求。
        燃氣燃燒后的尾氣為二氧化碳和水蒸氣。在農作物、蔬菜、花卉溫室等特殊場合,采用燃氣紅外線輻射供暖時,允許其尾氣排至室內。

    5.6.9 燃氣紅外線輻射供暖系統控制。
        當工作區發出火災報警信號時,應自動關閉供暖系統,同時還應連鎖關閉燃氣系統入口處的總閥門,以保證安全。當采用機械進風時,為了保證燃燒器所需的空氣量,通風機應與供暖系統連鎖工作,并確保通風機不工作時,供暖系統不能開啟。

    5.7 戶式燃氣爐和戶式空氣源熱泵供暖

    5.7.1 戶式供暖。

        戶式供暖如戶式燃氣爐、戶式空氣源熱泵供暖系統,在日本、韓國、美國普遍應用,在我國寒冷地區也有應用。戶式與集中燃氣供暖相比,具有靈活、高效的特點,也可免去集中供暖管網損失及輸送能耗。戶式燃氣爐的選擇應采用質量好、效率高、維護方便的產品。目前,歐美發達國家普遍采用冷凝式的戶式燃氣爐,但價格較高,國內應用較少。
        戶式空氣源熱泵能效受室外溫濕度影響較大,同時還需要考慮系統的除霜要求。

    5.7.2 供暖熱負荷。
        由于分戶供暖運行的靈活性及該設備的特點,設計時宜考慮不同地區生活習慣、建筑特點、間歇運行等因素,在5.2節負荷計算基礎上進行附加。

    5.7.3 戶式燃氣爐基本要求。強制性條文。
        戶式燃氣爐使用出現過安全問題,采用全封閉式燃燒和平衡式強制排煙的系統是確保安全運行的條件。
        戶式燃氣爐包括戶式壁掛燃氣爐和戶式落地燃氣爐兩類。

    5.7.4 戶式燃氣爐供暖熱媒溫度要求。
        戶式燃氣爐的排煙溫度不宜過低,實踐表明:戶式燃氣爐在低溫熱媒運行時煙氣結露溫度影響使用壽命和供暖效果。為了使燃氣爐的出水溫度不過低,宜通過混水的方式滿足末端散熱設備對供水溫度調節的需求。

    5.7.5 戶式燃氣爐排煙。
        戶式燃氣爐運行會產生有害氣體,因此,系統的排煙口應保持空氣暢通加以稀釋,并將排煙口遠離人群和新風口,避免污染和影響室內空氣質量。

    5.7.6 產式空氣源熱泵系統供電及化霜水排放。
        在供暖期間,為了保證熱泵供暖系統的設備能夠正常啟動,壓縮機應保持預熱狀態,因此熱泵供暖系統必須持續供電。若與其他電氣設備采用共用同路時,當關閉其他電氣設備電源的同時,也將使得熱泵供暖系統斷電,從而無法保證壓縮機的預熱,故應將系統的供電回路與其他電氣設備分開。
        在供暖期間,當室外溫度較低時,若熱泵供暖系統長時間不使用,系統的水回路易發生凍裂現象,因此系統的水泵會不定期進行防凍保護運轉,同樣也需要持續供電。
        熱泵系統在供暖運行時會有除霜運轉,產生化霜水,為了避免化霜水的無組織排放,對周邊環境及鄰里關系造成影響,應采取一定的措施,如在設備下方設置積水盤,收集化霜水后集中排放至地漏或建筑集中排水管。

    5.7.7 末端散熱設備。
        戶式燃氣爐做熱源時,末端設備可采用不同的供暖方式,散熱器和地面供暖等末端設備都可以,設計人員可根據具體情況選擇,但必須適應燃氣爐的供回水溫度及循環泵的揚程要求。
        熱泵供暖系統可根據供水溫度分為低溫型(出水溫度≤55℃)及高溫型(出水溫度≤85℃)。需根據連接的具體末端形式的(如地面供暖、散熱器等)供水溫度要求,選擇適宜的熱泵供暖設備。

    5.8 熱 空 氣 幕

    5.8.3 公共建筑熱空氣幕送風方式。
        對于公共建筑推薦由上向下送風,是由于公共建筑的外門開啟頻繁,而且往往向內外兩個方向開啟,不便采用側面送風,如采用由下向上送風,衛生條件又難以保證。

    5.8.4 熱空氣幕送風溫度。
        高大外門指可通過汽車的大門。

    5.8.5 熱空氣幕出口風速。
        熱空氣幕出口風速的要求,主要是根據人體的感受、噪聲對環境的影響、阻隔冷空氣效果的實踐經驗,并參考國內外有關資料制定的。

    5.9 供暖管道設計及水力計算

    5.9.1 供暖管道材質要求。
        近幾年來,隨著供暖系統熱計量技術的不斷完善和強制性的應用,供暖方式出現廠多樣化,同時也帶來了供暖管道材質的多樣化。目前,在供暖工程中,除了可選用焊接鋼管、鍍鋅鋼管外,還可選用熱鍍鋅鋼管、塑料管、有色金屬管、金屬和塑料復合管等管道。

        金屬管道的使用壽命主要與其工作壓力有關,與工作溫度關系不大,但塑料管道的使用壽命卻與其工作壓力和工作溫度都密切相關。在—定工作溫度下,隨著工作壓力的增大,塑料管道的壽命將縮短;在一定的工作壓力下,隨著工作溫度的升高,塑料管道的使用壽命也將縮短。所以,對于采用塑料管道的輻射供暖系統,其熱媒溫度和系統工作壓力不應定得過高。另外,長時間的光照作用也會縮短塑料管道的壽命。根據上述情況等因素,本條文作出了對供暖管道種類應根據其工作溫度、工作壓力、使用壽命、施工與環保性能等因素,經綜合考慮和技術經濟比較后確定的原則性規定。通常,室內外供暖干管宜選用焊接鋼管、鍍鋅鋼管或熱鍍鋅鋼管,室內明裝支、立管宜選用鍍鋅鋼管、熱鍍鋅鋼管、外敷鋁保護層的鋁合金襯PB管等,散熱器供暖系統的室內埋地暗裝供暖管道宜選用耐溫較高的聚丁烯(PB)管、交聯聚乙烯(PE—X)管等塑料管道或鋁塑復合管(XPAP),地面輻射供暖系統的室內埋地暗裝供暖管道宜選用耐熱聚乙烯(PE—RT)管等塑料管道。另外,銅管也是一種適用于低溫熱水地面輻射供暖系統的有色金屬加熱管道,具有導熱系數高、阻氧性能好、易于彎曲且符合綠色環保要求的特點,正逐漸為人們所接受。

        本條文還規定了各種管道的質量,應符合國家現行有關產品標準的規定。其中,PE—X管采用《冷熱水用交聯聚乙烯(PE—X)管道系統》GB/T 18992;PB管采用《冷熱水用聚丁烯(PB)管道系統》GB/T 19473;鋁合金襯PB管采用《鋁合金襯塑復合管材與管件》CJ/T 321;PE—RT管采用《冷熱水用耐熱聚乙烯(PE—RT)管道系統》CJ/T 175;PP—R管采用《冷熱水用聚丙烯管道系統》GB/T 18742;XPAP管采用《鋁塑復合壓力管》GB/T 18997;銅管采用《無縫銅水管和銅氣管》GB/T 18033。

    5.9.2 不同系統管道分開設置的規定。
        條文中1~4款所列系統同散熱器供暖系統比較,熱媒參數、阻力特性、使用條件、使用時間等方面,不是完全一致的,需分開設置,通常宜在建筑物的熱力入口處分開;當其他系統供熱量需要單獨計量時,也宜分開設置。

    5.9.3 熱水供暖系統熱力入口裝置的設置要求。
        1 集中供暖系統應在熱力入口處的供回水總管上分別設置關斷閥、溫度計、壓力表,其目的主要是為了檢修系統、調節溫度及壓力提供方便條件。

        2 過濾器是保證管道配件及熱量表等不堵塞、不磨損的主要措施;旁通管是考慮系統運行維護需要設置的。熱力入口設有熱量表時,進入流量計前的回水管上應設置濾網規格不宜小于60目的過濾器,在供水管上一般應順水流方向設兩級過濾器,第一級為粗濾,濾網孔徑不宜大于3.0mm,第二級為精過濾器,濾網規格宜不小于60目。

        3 靜態水力平衡閥又叫水力平衡閥或平衡閥,具備開度顯示、壓差和流量測量、限定開度等功能。通過改變平衡閥的開度,使閥門的流動阻力發生相應變化來調節流量,能夠實現設計要求的水力平衡,其調節性能一般包括接近線性線段和對數(等百分比)特性曲線線段。平衡閥除具有水力平衡功能外,還可取代一個熱力入口處設置的用于檢修系統的手動閥,起關斷作用。

        雖然通過安裝靜態水力平衡閥,能夠較好地解決供熱系統中各建筑物供暖系統間的靜態水力失調問題,但是并非每個熱力入口處都要安裝,一定要根據水力平衡要求決定是否設置。

        靜態水力平衡閥既可安裝在供水管上,也可安裝在回水管上,但出于避免氣蝕與噪聲等的考慮,宜安裝于回水管上。

        除靜態水力平衡閥外,也可根據水力平衡要求和建筑物內供暖系統的調節方式,選擇自力式壓差控制閥、自力式流量控制閥等裝置。

        4 為滿足供熱計量和收費的要求,促進供暖系統的節能和科學管理,除了多個熱力入口設置一塊共用的總熱量表用于熱量(費)結算的情況外,每個熱力入口處均應單獨設置一塊熱量結算表;考慮到回水管的水溫較供水管低,有利于延長熱量表的使用壽命,熱量表宜設在回水管上。

        為便于熱計量和減少熱力入口裝置的投資,在滿足供暖系統設計合理的前提下,應盡量減少單棟樓熱力入口的數量。

    5.9.4 供暖干管和立管等管道上閥門的設置。
        在供暖管道上設置關閉和調節裝置是為系統的調節和檢修創造必要的條件。當有調節要求時,應設置調節閥,必要時還應同時設置關閉用的閥門;無調節要求時,只設置關閉用的閥門即可。
        根據供暖系統的不同需要,應選擇具備相應功能的閥門。用于維修時關閉的閥門,宜選用低阻力閥門,如閘閥、雙偏心半球閥或蝶閥等;需承擔調節及控制功能的閥門,應選用高阻力閥門,如截止閥、靜態水力平衡閥、自力式壓差控制閥等。

    5.9.5 供暖管道熱膨脹及補償。強制性條文。
        供暖系統的管道由于熱媒溫度變化而引起熱膨脹,不但要考慮干管的熱膨脹,也要考慮立管的熱膨脹,這個問題必須重視。在可能的情況下,利用管道的自然彎曲補償是簡單易行的,如果自然補償不能滿足要求,則應根據不同情況通過計算選型設置補償器。對供暖管道進行熱補償與固定,—般應符合下列要求:

        1 水平干管或總立管固定支架的布置,要保證分支干管接點處的最大位移量不大于40mm;連接散熱器的立管,要保證管道分支接點由管道伸縮引起的最大位移量不大于20mm;無分支管接點的管段,間距要保證伸縮量不大于補償器或自然補償所能吸收的最大補償率;

        2 計算管道膨脹量時,管道的安裝溫度應按冬季環境溫度考慮,一般可取0℃~5℃;

        3 供暖系統供回水管道應充分利用自然補償的可能性;當利用管道的自然補償不能滿足要求時,應設置補償器。采用自然補償時,常用的有L形或Z形兩種形式;采用補償器時,要優先采用方形補償器;

        4 確定固定點的位置時,要考慮安裝固定支架(與建筑物連接)的可行性;

        5 垂直雙管系統及跨越管與立管同軸的單管系統的散熱器立管,當連接散熱器立管的長度小于20m時,可在立管中間設固定卡;長度大于20m時,應采取補償措施;

        6 采用套筒補償器或波紋管補償器時,需設置導向支架;當管徑大于等于DN50時,應進行固定支架的推力計算,驗算支架的強度;

        7 戶內長度大于10m的供回水立管與水平干管相連接時,以及供回水支管與立管相連接處,應設置2~3個過渡彎頭或彎管,避免采用”T”形直接連接。

    5.9.6 供暖管道敷設坡度的規定。
        本條文是考慮便于排除供暖管道中的空氣,參考國外有關資料并結合具體情況制定的。當水流速度達到0.25m/s時,方能把管中空氣裹挾走,使之不能浮升;因此,采用無坡敷設時,管內流速不得小于0.25m/s。

    5.9.7 關于供暖管道穿越建筑物的規定。
        在布置供暖系統時,若必須穿過建筑物變形縫,應采取預防由于建筑物下沉而損壞管道的措施,如在管道穿過基礎或墻體處埋設大口徑套管內填以彈性材料等。

    5.9.8 供暖管道穿越建筑物墻防火墻的規定。
        根據《建筑設計防火規范》GB 50016的要求做了原則性規定。具體要求,可參照有關規范的規定。
        規定本條的目的,是為了保持防火墻墻體的完整性,以防發生火災時,煙氣或火焰等通過管道穿墻處波及其他房間;另外,要求對穿墻或樓板處的管道與套管之間空隙進行封堵,除了能防止煙氣或火焰蔓延外,還能起到防止房間之間串音的作用。

    5.9.9 供暖管道與其他管道敷設的要求。
        規定本條的目的,是為了防止表面溫度較高的供暖管道,觸發其他管道中燃點低的可燃液體、可燃氣體引起燃燒和爆炸,或其他管道中的腐蝕性氣體腐蝕供暖管道。

    5.9.10 室內供暖管道保溫條件。
        本條是基于使熱媒保持一定參數,節能和防凍等因素制定的。根據國家新的節能政策,對每米管道保溫后的允許熱耗、保溫材料的導熱系數及保溫厚度相對以及保護殼做法等都必須在原有基礎上加以改善和提高,設計中要給予重視。

    5.9.11 室內供暖系統各并聯環路的水力平衡。
        關于室內熱水供暖系統各并聯環路之間的壓力損失差額不大于15%的規定,是基于保證供暖系統的運行效果,并參考國內外資料而規定的。一般可通過下列措施達到各并聯環路之間的水力平衡:
        1 環路布置應力求均勻對稱,環路半徑不宜過大,負擔的立管數不宜過多。
        2 應首先通過調整管徑,使并聯環路之間壓力損失相對差額的計算值達到最小,管道的流速應盡力控制在經濟流速及經濟比摩阻下。
        3 當調整管徑不能滿足要求時,可采取增大末端設備的阻力特性,或者根據供暖系統的形式在立管或支環路上設置適用的水力平衡裝置等措施,如安裝靜態或自力式控制閥。

    5.9.12 室內供暖系統總壓力要求。
        規定供暖系統計算壓力損失的附加值采用10%,是基于計算誤差、施工誤差及管道結垢等因素綜合考慮的安全系數。

    5.9.13 供暖管道中熱媒最大允許流速規定。
        關于供暖管道中的熱媒最大允許流速,目前國內尚無專門的試驗資料和統一規定,但設計中又很需要這方面的數據,因此,參考國外的有關資料并結合我國管材供應等的實際情況,作出了有關規定。

        最大流速與推薦流速不同,它只在極少數公用管段中為消除剩余壓力或為了計算平衡壓力損失時使用,如果把最大允許流速規定的過小,則不易達到平衡要求,不但管徑增大,還需要增加調壓板等裝置。前蘇聯在關于機械循環供暖系統中噪聲的形成和水的極限流速的專門研究中得出的結論表明,適當提高熱水供暖系統的熱媒流速不致于產生明顯的噪聲,其他國家的研究結果也證實了這一點。

    5.9.14 防止熱水供暖系統豎向水力失調的規定。
        規定本條是為了防止或減少熱水在散熱器和管道中冷卻產生的重力水頭而引起的系統豎向水力失調。當重力水頭的作用高差大于10m時,并聯環路之間的水力平衡,應按下式計算重力水頭:

    說明表5.9.14.jpg

     

    5.9.15 供暖系統末端和始端管徑的規定。
        供暖系統供水(汽) 干管末端和回水干管始端的管徑,應在水力平衡計算的基礎上確定。當計算管徑小于DN20時,為了避免管道堵塞等情況的發生,宜適當放大管徑, —般不小于DN20。當熱媒為低壓蒸汽時,蒸汽干管末端管徑為DN20偏小,參考有關資料規定低壓蒸汽的供汽干管可適當放大。

    5.9.18 高壓蒸汽供暖系統的壓力損失。
        規定本條是為了保證系統各并聯環路在設計流量下的壓力平衡。過去,國內有的單位對蒸汽系統的計算不夠仔細,供熱干管單位摩阻選擇偏大,供汽壓力不穩定,嚴重影響供暖效果,常出現末端不熱的現象,為此本條參考國內外有關資料規定,高壓蒸汽供暖系統最不利環路的供汽管,其壓力損失不應大于起始壓力的25%。

    5.9.19 蒸汽供暖系統的凝結水回收方式。
        蒸汽供暖系統的凝結水回收方式,目前設計上經常采用的有三種,即利用二次蒸汽的閉式滿管回水;開式水箱自流或機械回水;地溝或架空敷設的余壓回水。這幾種回水方式在理論上都是可以應用的,但具體使用有一定的條件和范圍。從調查來看,在高壓蒸汽系統供汽壓力比較正常的情況下,有條件就地利用二次蒸汽時,以閉式滿管回水為好;低壓蒸汽或供汽壓力波動較大的高壓蒸汽系統,一般采用開式水箱自流回水,當自流回水有困難時,則采用機械回水;余壓回水設備簡單,凝結水熱量可集中利用,故在一般作用半徑不大、凝結水量不多、用戶分散的中小型廠區,應用的比較廣泛。但是,應當特別注意兩個問題,一是高壓蒸汽的凝結水在管道的輸送過程中不斷汽化,加上疏水器的漏汽,余壓凝結水管中是汽水兩相流動,因此極易產生水擊,嚴重的水擊能破壞管件及設備;二是余壓凝結水系統中有來自供汽壓力相差較大的凝結水合流,在設計與管理不當時會相互干擾,以致使凝結水回流不暢,不能正常工作。凝結水回收方式,尚應符合國家現行《鍋爐房設計規范》GB 50041的要求。

    5.9.20 對疏水器出入口凝結水管的要求。
        在疏水器入口前的凝結水管中,由于汽水混流,如向上抬升,容易造成水擊或因積水不易排除而導致供暖設備不熱,故疏水器入口前的凝結水管不應向上抬升;疏水器出口端的凝結水管向上抬升的高度應根據剩余壓力的大小經計算確定,但實踐經驗證明不宜大于5m。

    5.9.21 凝結水管的計算原則。
        在蒸汽凝結水管內,由于通過疏水器后有二次蒸汽及疏水器本身漏汽存在,故自疏水器至回水箱之間的凝結水管段,應按汽水乳狀體進行計算。

    5.9.22 供暖系統的排氣、泄水、排污和疏水裝置。
        熱水和蒸汽供暖系統,根據不同情況設置必要的排氣、泄水、排污和疏水裝置,是為了保證系統的正常運行并為維護管理創造必要的條件。

        不論是熱水供暖還是蒸汽供暖,都必須妥善解決系統內空氣的排除問題。通常的做法是:對于熱水供暖系統,在有可能積存空氣的高點(高于前后管段)排氣,機械循環熱水干管盡量抬頭走,使空氣與水同向流動;下行上給式系統,在最上層散熱器上裝排氣閥,或作排氣管;水平單管串聯系統在每組散熱器上裝排氣閥,如為上進上出式系統,在最后的散熱器上裝排氣閥。對于蒸汽供暖系統,采用干式回水時,由凝結水管的末端(疏水器入口之前)集中排氣;采用濕式回水時,如各立管裝有排氣管時,集中在排氣管的末端排氣,如無排氣管時,則在散熱器和蒸汽干管的末端設排氣裝置。

    5.10 集中供暖系統熱計量與室溫調控

    5.10.1 集中供熱熱量計量要求。強制性條文。
        根據《中華人民共和國節約能源法》的規定,新建建筑和既有建筑的節能改造應當按照規定安裝熱計量裝置。計量的目的是促進用戶自主節能,室溫調控是節能的必要手段。
        供熱企業和終端用戶間的熱量結算,應以熱量表作為結算依據。用于結算的熱量表應符合相關國家產品標準,且計量檢定證書應在檢定的有效期內。

    5.10.2 熱量計量裝置設置及熱計量改造。
        熱源、換熱機房熱量計量裝置的流量、傳感器應安裝在一次管網的回水管上。因為高溫水溫差大、流量小、管徑較小,可以節省計量設備投資;考慮到回水溫度較低,建議熱量測量裝置安裝在回水管路上。如果計量結算有具體要求,應按照需要選擇計量位置。

        用戶熱量分攤計量方式是在樓棟熱力入口處(或換熱機房)安裝熱量表計量總熱量,再通過設置在住宅戶內的測量記錄裝置,確定每個獨立核算用戶的用熱量占總熱量的比例,進而計算出用戶的分攤熱量,實現分戶熱計量。近幾年供熱計量技術發展很快,用戶熱分攤的方法較多,有的尚在試驗當中。本文僅依據目前相關的標準規范,即《供熱計量技術規程》JGJ 173和《嚴寒和寒冷地區居住建筑節能設計標準》JGJ 26,列出了他們所提到的用戶熱分攤方法!豆嵊嬃考夹g規程》JGJ 173正文和條文說明中以及在條文說明中提出的用戶熱分攤方法有:散熱器熱分配計法、流量溫度法、通斷時間面積法和戶用熱量表法。

        1 散熱器熱分配計法:適用于新建和改造的各種散熱器供暖系統,特別適合室內垂直單管順流式系統改造為垂直單管跨越式系統,該方法不適用于地面輻射供暖系統。散熱器熱分配計法只是分攤計算用熱量,室內溫度調節需安裝散熱器恒溫控制閥。

        散熱器熱分配計法是利用散熱器熱分配計所測量的每組散熱器的散熱量比例關系,來對建筑的總供熱量進行分攤。熱分配計有蒸發式、電子式及電子遠傳式三種,后兩者是今后的發展趨勢。

        散熱器熱分配計法適用于新建和改造的散熱器供暖系統,特別是對于既有供暖系統的熱計量改造比較方便、靈活性強,不必將原有垂直系統改成按戶分環的水平系統。

        采用該方法時必須具備散熱器與熱分配計的熱耦合修正系數,我國散熱器型號種類繁多,國內檢測該修正系數經驗不足,需要加強這方面的研究。

        關于散熱器罩對熱分配量的影響,實際上不僅是散熱器熱分配計法面對的問題,其他熱分配法如流量溫度分攤法、通斷時間面積分攤法也面臨同樣的問題。

        2 流量溫度法:適用于垂直單管跨越式供暖系統和具有水平單管跨越式的共用立管分戶循環供暖系統。該方法只是分攤計算用熱量,室內溫度調節需另安裝調節裝置。

        流量溫度法是基于流量比例基本不變的原理,即:對于垂直單管跨越式供暖系統,各個垂直單管與總立管的流量比例基本不變;對于在入戶處有跨越管的共用立管分戶循環供暖系統,每個入戶和跨越管流量之和與共用立管流量比例基本不變,然后結合現場預先測出的流量比例系數和各分支三通前后溫差,分攤建筑的總供熱量。

        由于該方法基于流量比例基本不變的原理,因此現場預先測出的流量比例系數準確性就非常重要,除應使用小型超聲波流量計外,更要注意超聲波流量計的現場正確安裝與使用。

        3 通斷時間面積法:適用于共用立管分戶循環供暖系統,該方法同時具有熱量分攤和分戶室溫調節的功能,即室溫調節時對戶內各個房間室溫作為一個整體統一調節而不實施對每個房間單獨調節。

        通斷時間面積法是以每戶的供暖系統通水時間為依據,分攤建筑的總供熱量。

        該方法適用于分戶循環的水平串聯式系統,也可用水平單管跨越式和地板輻射供暖系統。選用該分攤方法時,要注意散熱設備選型與設計負荷要良好匹配,不能改變散熱末端設備容量,戶與戶之間不能出現明顯水力失調,不能在戶內散熱末端調節室溫,以免改變戶內環路阻力而影響熱量的公平合理分攤。

        4 戶用熱量表法:該系統由各戶用熱量表以及樓棟熱量表組成。
        戶用熱量表安裝在每戶供暖環路中,可以測量每個住戶的供暖耗熱量。熱量表由流量傳感器、溫度傳感器和計算器組成。根據流量傳感器的形式,可將熱量表分為:機械式熱量表、超聲波式熱量表、電磁式熱量表。機械式熱量表的初投資相對較低,但流量傳感器對軸承有嚴格要求,以防止長期運轉由于磨損造成誤差較大;對水質有一定要求,以防止流量計的轉動部件被阻塞,影響儀表的正常工作。超聲波熱量表的初投資相對較高,流量測量精度高、壓損小、不易堵塞,但流量計的管壁銹蝕程度、水中雜質含量、管道振動等因素將影響流量計的精度,有的超聲波熱量表需要直管段較長。電磁式熱量表的初投資相對機械式熱量表要高,但流量測量精度是熱量表所用的流量傳感器中最高的、壓損小。電磁式熱量表的流量計工作需要外部電源,而且必須水平安裝,需要較長的直管段,這使得儀表的安裝、拆卸和維護較為不便。

        這種方法也需要對住戶位置進行修正。它適用于分戶獨立式室內供暖系統及分戶地面輻射供暖系統,但不適合用于采用傳統垂直系統的既有建筑的改造。

        在采用上述不同方法時,對于既有供暖系統,局部進行溫室調控和熱計量改造工作時,要注意系統改造時是否增加了阻力,是否會造成水力失調及系統壓頭不足,為此需要進行水力平衡及系統壓頭的校核,考慮增設加壓泵或者重新進行平衡調試。

        總之,隨著技術進步和熱計量工程的推廣,還會有新的熱計量方法出現,國家和行業鼓勵這些技術創新,以在工程實踐中進一步完善后,再加以補充和修訂。

    5.10.3 熱量表選型及安裝要求。
        本條文規定對用于熱量結算的熱源、換熱機房及樓棟熱量表,以及用于戶間熱量分攤的戶用熱量表的選型,不能簡單地按照管道直徑直接選用,而應根據系統的設計流量的一定比例對應熱量表的公稱流量確定。

        供暖回水管的水溫較供水管的低,流量傳感器安裝在回水管上所處環境溫度也較低,有利于延長電池壽命和改善儀表使用工況。曾經一度有觀點提出熱量表安裝在供水上能夠測量防止用戶偷水,其實不然,熱量表無論是裝在供水管上還是回水管上都不能防止偷水現象。熱量表裝在供水管上既不能測出偷水量,也不能挽回多少偷水損失,還令熱量表的工作環境變得惡劣。

    5.10.4 供暖系統室溫調控及恒溫控制閥選用和設置要求。
        當采用沒有設置預設阻力功能的恒溫控制閥時,雙管系統如果超過5層將會有較大的垂直失調,因此,在這里提出對于超過5層的垂直雙管系統,宜采用帶有預設阻力功能的恒溫控制閥。

    5.10.5 低溫熱水地面輻射供暖系統室內溫度控制方法。
        室溫可控是分戶熱計量,實現節能,保證室內熱舒適要求的必要條件。也有將溫度傳感器設在總回水處感知回水溫度間接控制室溫的做法,控制系統比較簡單;但地面被遮蓋等情況也會使回水溫度升高,同時回水溫度為各支路回水混合后的總體反映,因此回水溫度不能直接和正確反映室溫,會形成室溫較高的假象,控制相對不準確;因此推薦將室溫控制器設在被控溫的房間或區域內,以房間溫度作為控制依據。對于不能感受到所在區域的空氣溫度,如一些開敞大堂中部,可采用地面溫度作為控制依據。室溫控制器應設在附近無散熱體、周圍無遮擋物、不受風直吹、不受陽光直曬、通風干燥、周圍無熱源體、能正確反映室內溫度的位置,不宜設在外墻上,設置高度宜距地面1.2m~1.5m。地溫傳感器所在位置不應有家具,地毯等覆蓋或遮擋,宜布置在人員經常停留的位置,且在兩個管道之間。

        熱電式控制閥(以下簡稱熱電閥)是依靠驅動器內被電加熱的溫包膨脹產生的推力推動閥桿關閉流道,信號來源于室內溫控器。熱電閥相對于空調系統風機盤管常采用的電動兩通閥,其流通能力更適合于小流量的地面供暖系統使用,且具有噪聲小、體積小、耗電量小、使用壽命長、設置較方便等優點,因此在以住宅為主的地面供暖系統中推薦使用,分環路控制和總體控制都可以使用。

        分環路且擬采用內置溫包型自力式恒溫控制閥控制時,可將各環路加熱管在房間內從地面引高至墻面一定高度安裝恒溫閥,安裝恒溫閥的局部高點處應有排氣裝置。如直接安裝在分水器進口總管上,內置溫包的恒溫閥頭感受的是分水器處的較高溫度,很難感知室溫變化,一般不予采用。

        對需要溫度信號遠傳的調節閥,也可以采用遠程調控式自力式溫度控制閥,但由于分環路控制時需要的硬質遠傳管道較長難以實現,一般僅在區域總體控制時使用,將溫控器設在分、集水器附近的室內墻面,但通常遠程式自力式溫度控制器關閉壓差較小,需核定關閉壓差的大小,必要時需采用自力式壓差閥保證其正常動作。

    5.10.6 熱計量供暖系統相關要求。
        變流量系統能夠大量節省水泵耗電,目前應用越來越廣泛。在變流量系統的末端(熱力入口)采用自力式流量控制閥(定流量閥)是不妥的。當系統根據氣候負荷改變循環流量時,我們要求所有末端按照設計要求分配流量,而彼此間的比例維持不變,這個要求需要通過靜態水力平衡閥來實現;當用戶室內恒溫閥進行調節改變末端工況時,自力式流量控制閥具有定流量特性,對改變工況的用戶作用相抵觸;對未改變工況的用戶能夠起到保證流量不變的作用,但是未變工況用戶的流量變化不是改變工況用戶“排擠”過來的,而主要是受水泵揚程變化的影響,如果水泵揚程有控制,這個“排擠”影響是較小的,所以對于變流量系統,不應采用自力式流量控制閥。

        水力平衡調節、壓差控制和流量控制的目的都是為了控制室溫不會過高,而且還可以調低,這些功能都由末端溫控裝置來實現。只要保證了恒溫閥(或其他溫控裝置)不會產生噪聲,壓差波動一些也沒有關系,因此應通過計算壓差變化幅度選擇自力式壓差控制閥,計算的依據就是保證恒溫閥的閥權以及在關閉過程中的壓差不會產生噪聲。

    6 通 風

    6.1 一 般 規 定

    6.1.1 設置通風的條件及原則。
        建筑通風的目的,是為了防止大量熱、蒸汽或有害物質向人員活動區散發,防止有害物質對環境及建筑物的污染和破壞。大量余熱余濕及有害物質的控制,應以預防為主,需要各專業協調配合綜合治理才能實現。當采用通風處理余熱余濕可以滿足要求時,應優先使用通風措施,可以極大降低空氣處理的能耗。

    6.1.2 對有害物質排放的要求。
        某些建筑,如科研和教學試驗用房、設備用房等在使用和存儲過程中會放散大量的熱、蒸汽、粉塵甚至有毒氣體等,又如餐飲建筑的廚房,在排風中會含有大量油煙,如果不采取治理措施,會直接危害操作工作人員的身體健康,還會污染建筑周圍的自然環境,影響周邊居民或辦公人員的健康。因此,必須采取綜合有效的預防、治理和控制措施。對于餐飲建筑的油煙排除的標準及處理措施,應符合餐飲業的油煙排放的規定,參見本章第6.3.5條文說明。

    6.1.3 通風方式的選擇。
        本條是考慮節能要求,自然通風主要通過合理適度地改變建筑形式,利用熱壓和風壓作用形成有組織氣流,滿足室內要求、減少通風能耗。在設計時應充分考慮自然通風的利用。在夏季,應盡量采用自然通風;在冬季,當室外空氣直接進入室內不致形成霧氣和在圍護結構內表面不致產生凝結水時,也應考慮采用自然通風。采用自然通風時,應考慮當地室外氣象參數的限制條件。

        《環境空氣質量標準》GB 3095按不同環境空氣質量功能區給出了對應的空氣質量標準,《社會生活環境噪聲排放標準》GB22337也按建筑所處不同聲環境功能區給出了噪聲排放限值。對于空氣污染和噪聲污染比較嚴重的地區,即未達到《環境空氣質量標準》GB 3095和《社會生活環境噪聲排放標準》GB 22337的地區,直接的自然通風會將室外污濁的空氣和噪聲帶入室內,不利于人體健康。因此,可以采用機械輔助式自然通風,通過一定空氣處理手段機械送風,自然排風。

    6.1.4 室內人員衛生及健康要求。
        規定本條是為了使住宅、辦公室、餐廳等建筑的房間能夠達到室內空氣質量的要求。無論是供暖房間還是分散式空調房間,都應具備通風條件,滿足人員對新風的需求。

    6.1.5 全面通風與局部排風的配合。
        對于有散發熱、蒸汽或有害物質的房間,為了不使產生的散發熱、蒸汽或有害物質在室內擴散,在散發處設置自然或機械的局部排風,予以就地排除,是經濟有效的措施。但是,有時由于受工藝布置及操作等條件限制,不能設置局部排風,或者采用了局部排風,仍然有部分有害物質擴散在室內,在有害物質的濃度有可能超過國家標準時,則應輔以自然的或機械的全面通風,或者采用自然的或機械的全面通風。

    6.1.6 排風系統的劃分原則。強制性條文。
        1 防止不同種類和性質的有害物質混合后引起燃燒或爆炸事故。

        2 避免形成毒性更大的混合物或化合物,對人體造成的危害或腐蝕設備及管道。

        3 防止或減緩蒸汽在風管中凝結聚積粉塵,增加風管阻力甚至堵塞風管,影響通風系統的正常運行。

        4 避免劇毒物質通過排風管道及風口竄入其他房間,如把散發鉛蒸汽、汞蒸汽、氰化物和砷化氰等劇毒氣體的排風與其他房間的排風劃為同一系統,系統停止運行時,劇毒氣體可能通過風管竄入其他房間。

        5 根據《建筑設計防火規范》GB 50016和《高層民用建筑設計防火規范》GB 50045的規定,建筑中存有容易起火或爆炸危險物質的房間(如放映室、藥品庫等),所設置的排風裝置應是獨立的系統,以免使其中容易起火或爆炸的物質竄入其他房間,防止火災蔓延,否則會招致嚴重后果。

        6 避免病菌通過排風管道及風口竄入其他房間。

        由于建筑物種類繁多,具體情況頗為繁雜,條文中難以做出明確的規定,設計時應根據不同情況妥善處理。

    6.1.7 室內氣流組織。
        規定本條是為了避免或減輕大量余熱、余濕或有害物質對衛生條件較好的人員活動區的影響,提高排污效率。

        送風氣流首先應送入污染較小的區域,再進入污染較大的區域。同時應該注意送風系統不應破壞排風系統的正常工作。當送風系統補償供暖房間的機械排風時,送風可送至走廊或較清潔的鄰室、工作部位,送風量應通過房間風平衡計算確定。當室內污染源的位置或特性發生變化時,有條件的通風系統可以設置不同形式的通風策略,根據工況變化切換到對應的高效氣流組織形式,達到迅速排污的目的。

        室內污染物的特性,如污染氣體的密度、顆粒物的粒徑等與氣流組織的排污效率關系密切,如較輕的污染物有上浮的趨勢,較重的污染物有下沉的趨勢,根據污染物的特性有針對性地進行氣流組織的設計才能保證有效排污。另一方面,在保證有效排除污染物的前提下,好的氣流組織設計所需的通風量較少,能耗較低。

    6.1.8 防疫相關的通風組織原則。
        組織良好的通風對通過空氣傳播的疾病,具有很好的控制作用。為避免類似SARS、H1N1流感等病毒通過通風系統傳播,在設計通風系統時,應使通風系統具備在疾病流行期間避免不同房間的空氣摻混的功能,避免疾病通過通風系統從一個房間傳播到其他房間;或使通風系統具備此功能的運行模式,在以空氣傳播為途徑的疾病流行期間可切換到相應通風模式下運行。

    6.1.9 全面通風量的確定方法。
        各設計單位可參考不同類型建筑的設計標準、設計技術規定、技術措施等,確定不同類型建筑及房間的換氣次數。

    6.1.10 全面通風量的確定。
        一般的建筑進行通風的目的是消除余熱、余濕和污染物,所以要選取其中的最大值,并且要對使用人員的衛生標準是否滿足進行校核。國家現行相關標準《工業企業設計衛生標準》GBZ 1對多種有害物質同時放散于建筑物內時的全面通風量確定已有規定,可參照執行。

    說明表6.1.10.jpg

     

    6.1.11 高層和多層建筑通風系統設計的防火要求。
        近二十年來,在我國各大中城市及某些經濟開發區的建設中,興建了許多高層和多層建筑,其中包括居住、辦公類建筑和大型公共建筑。在某些建筑中,由于執行標準規范不力和管理不妥等原因,仍缺乏必要的或有效的防煙、排煙系統,及其他相應的安全、消防設施。一旦發生火災事故,就會影響樓內人員安全、迅速地進行疏散,也會給消防人員進入室內滅火造成困難。所以設計時必須予以充分重視。在國家現行《高層民用建筑設計防火規范》GB 50045中,對防煙樓梯間及其前室、合用前室、消防電梯間前室以及中庭、走道、房間等的防煙、排煙設計,已作了具體規定。多年來,國內在這方面也逐漸積累了比較好的設計經驗。鑒于各設計部門對防排煙系統的設計,大都安排本專業人員會同各有關專業配合進行,為此在本條中予以提及,并指出設計中應執行國家現行《高層民用建筑設計防火規范》GB 50045和《建筑設計防火規范》GB 50016的有關規定。人防工程的防排煙按《人民防空工程設計防火規范》GB 50098執行。

    6.2 自然通風

    6.2.1 建筑及其周圍微環境優化設計要求。
        利用自然通風的建筑,在設計時宜利用CFD數值模擬(另見6.2.7條文說明)方法,對建筑周圍微環境進行預測,使建筑物的平面設計有利于自然通風。
          1 建筑的朝向要求。在設計自然通風的建筑時,應考慮建筑周圍微環境條件。某些地區室外通風計算溫度較高,因為室溫的限制,熱壓作用就會有所減小。為此,在確定該地區大空間高溫建筑的朝向時,應考慮利用夏季最多風向來增加自然通風的風壓作用或對建筑形成穿堂風。因此要求建筑的迎風面與最多風向成60°~90°角。同時,因春秋季往往時間較長,應充分利用春秋季自然通風。
          2 建筑平面布置要求。錯列式、斜列式平面布置形式相比行列式、周邊式平面布置形式等有利于自然通風。

    6.2.2 自然通風進排風口或窗扇的選擇。
        為了提高自然通風的效果,應采用流量系數較大的進排風口或窗扇,如在工程設計中常采用的性能較好的門、洞、平開窗、上懸窗、中懸窗及隔板或垂直轉動窗、板等。
        供自然通風用的進排風口或窗扇,一般隨季節的變換要進行調節。對于不便于人員開關或需要經常調節的進排風口或窗扇,應考慮設置機械開關裝置,否則自然通風效果將不能達到設計要求?傊,設計或選用的機械開關裝置,應便于維護管理并能防止銹蝕失靈,且有足夠的構件強度。
        嚴寒寒冷地區的自然通風進排風口,不使用期間應可有效關閉并具有良好的保溫性能。

    6.2.3 進風口的位置。
        夏季由于室內外形成的熱壓小,為保證足夠的進風量,消除余熱、提高通風效率,應使室外新鮮空氣直接進入人員活動區。自然進風口的位置應盡可能低。參考國內外有關資料,本條將夏季自然通風進風口的下緣距室內地坪的上限定為1.2m。參考美國ASHRAE標準,自然通風口應遠離已知的污染源,如煙囪、排風口、排風罩等3m以上。冬季為防止冷空氣吹向人員活動區,進風口下緣不宜低于4m,冷空氣經上部側窗進入,當其下降至工作地點時,已經過了一段混合加熱過程,這樣就不致使工作區過冷。如進風口下緣低于4m,則應采取防止冷風吹向人員活動區的措施。

    6.2.4 自然通風房間通風開口的要求。
        目前國內外標準中對此規定大體一致,但具體數值有所不同。國家標準《民用建筑設計通則》GB 50352-2005第7.2.2條:生活、工作的房間的通風開口有效面積不應小于該房間地板面積的1/20;廚房的通風開口有效面積不應小于該房間地板面積的1/10,并不得小于0.60m2。美國ASHRAE標準62.1也有類似規定,即自然通風房間可開啟外窗凈面積不得小于房間地板面積的4%,建筑內區房間若通過鄰接房間進行自然通風,其通風開口面積應大于該房間凈面積的8%,且不應小于2.3m2。

    6.2.5 自然通風策略確定。
        在確定自然通風方案之前,必須收集目標地區的氣象參數,進行氣候潛力分析。自然通風潛力指僅依靠自然通風就可滿足室內空氣品質及熱舒適要求的潛力,F有的自然通風潛力分析方法主要有經驗分析法、多標準評估法、氣候適應性評估法及有效壓差分析法等。然后,根據潛力可定出相應的氣候策略,即風壓、熱壓的選擇及相應的措施。
        因為28℃以上的空氣難以降溫至舒適范圍,室外風速3.0m/s會引起紙張飛揚,所以對于室內無大功率熱源的建筑,“風壓通風”的通風利用條件宜采取氣溫20℃~28℃,風速0.1m/s~3.0m/s,濕度40%~90%的范圍。由于12℃以下室外氣流難以直接利用,“熱壓通風”的通風條件宜設定為氣溫12℃~20℃,風速0~3.0m/s,濕度不設限。
        根據我國氣候區域特點,中緯度的溫暖氣候區、溫和氣候區、寒冷地區,更適合采用中庭、通風塔等熱壓通風設計,而熱濕氣候區、干熱地區更適合采用穿堂風等風壓通風設計。

    6.2.6 風壓與熱壓是形成自然通風的兩種動力方式。
        風壓是空氣流動受到阻擋時產生的靜壓,其作用效果與建筑物的形狀等有關;熱壓是氣溫不同產生的壓力差,它會使室內熱空氣上升逸散到室外;建筑物的通風效果往往是這兩種方式綜合作用的結果,均應考慮。若建筑層數較少,高度較低,考慮建筑周圍風速通常較小且不穩定,可不考慮風壓作用。
        同時考慮熱壓及風壓作用的自然通風量,宜按計算流體動力學(CFD)數值模擬(另見6.2.7條文說明)方法確定。

    6.2.7 熱壓通風的計算。
        熱壓通風的簡化計算方法如下:

    說明表6.2.7.jpg

     以上計算方法是在下列簡化條件下進行的:
         1)空氣在流動過程中是穩定的;
         2)整個房間的空氣溫度等于房間的平均溫度;
         3)房間內空氣流動的路途上,沒有任何障礙物;
         4)只考慮進風口進入的空氣量。
        多區域網絡法是從宏觀角度對建筑通風進行分析,把整個建筑物作為系統,其中每個房間作為一個區(或網絡節點),認為各個區內空氣具有恒定的溫度、壓力和污染物濃度,利用質量、能量守恒等方程計算風壓和熱壓作用下通風量,常用軟件有COMIS、CONTAM、BREEZE、NatVent、PASSPORT Plus及AIOLOS等。
        相對于網絡法,CFD模擬是從微觀角度,針對某一區域或房間,利用質量、能量及動量守恒等基本方程對流場模型求解,分析空氣流動狀況,常用軟件有FLUENT、AirPak、PHOENICS及STAR-CD等。

    6.2.8 風壓作用的通風量確定原則。
        建筑物周圍的風壓分布與該建筑的幾何形狀和室外風向有關。風向一定時,建筑物外圍結構上某一點的風壓值pf也可根據下式計算:

    說明表6.2.8.jpg

     此外,從地球表面到約500m~1000m高的空氣層為大氣邊界層,其厚度主要取決于地表的粗糙度,不同地區因地形特征不同,使得地表的相糙度不同,因此邊界層厚度不同,在平原地區邊界層薄,在城市和山區邊界層厚。邊界層內部風速沿垂直方向存在梯度,即梯度風,其形成的原因是下墊面對氣流的摩擦作用。在摩擦力作用下,貼近地面處的風速接近零,沿高度方向因地面摩擦力的作用越來越小而風速遞增,到達—定高度之后風速將達到最大值而不再增加,該高度成為邊界層高度。由于大氣邊界層及梯度風作用對室外空氣流場的影響非常顯著,因而在進行計算流體動力學(CFD)數值模擬時,應充分考慮當地風環境的影響,以建立更合理的邊界條件。
        通常室外風速按基準高度室外最多風向的平均風速確定。所謂基準高度是指氣象學中觀測地面風向和風速的標準高度。該高度的確定,既要能反映本地區較大范圍內的氣象特點,避免局部地形和環境的影響,又要考慮到觀測的可操作性!兜孛鏆庀笥^測規范 第7部分:風向和風速觀測》QX/T 51-2007中規定,該高度應距地面10m。

    6.2.9 自然通風強化措施。
          1 捕風裝置是一種自然風捕集裝置,是利用對自然風的阻擋在捕風裝置迎風面形成正壓、背風面形成負壓,與室內的壓力形成一定的壓力梯度,將新鮮空氣引入室內,并將室內的渾濁空氣抽吸出來,從而加強自然通風換氣的能力。為保持捕風系統的通風效果,捕風裝置內部用隔板將其分為兩個或四個垂直風道,每個風道隨外界風向改變輪流充當送風口或排風口。捕風裝置可以適用于大部分的氣候條件,即使在風速比較小的情況下也可以成功地將大部分經過捕風裝置的自然風導入室內。捕風裝置一般安裝在建筑物的頂部,其通風口位于建筑上部2m~20m的位置,四個風道捕風裝置的原理如圖3所示。

    說明圖3.jpg

     

    2 無動力風帽是通過自身葉輪的旋轉,將任何平行方向的空氣流動,加速并轉變為由下而上垂直的空氣流動,從而將下方建筑物內的污濁氣體吸上來并排出,以提高室內通風換氣效果的一種裝置。該裝置不需要電力驅動,可長期運轉且噪聲較低,在國外已使用多年,在國內也開始大量使用。
          3 太陽能誘導通風方式依靠太陽輻射給建筑結構的一部分加熱,從而產生大的溫差,比傳統的由內外溫差引起流動的浮升力驅動的策略獲得更大的風量,從而能夠更有效地實現自然通風。典型的三類太陽能誘導方式為:特倫布(Trombe)墻、太陽能煙囪、太陽能屋頂。

     6.3 機械通風

    6.3.1 機械送風系統進風口的位置。
        關于機械送風系統進風口位置的規定,是根據國內外有關資料,并結合國內的實踐經驗制定的。其基本點為:
          1 為了使送入室內的空氣免受外界環境的不良影響而保持清潔,因此規定把進風口布置在室外空氣較清潔的地點。
          2 為了防止排風(特別是散發有害物質的排風)對進風的污染,進、排風口的相對位置,應遵循避免短路的原則;進風口宜低于排風口3m以上,當進排風口在同一高度時,宜在不同方向設置,且水平距離一般不宜小于10m。用于改善室內舒適度的通風系統可根據排風中污染物的特征、濃度,通過計算適當減少排風口與新風口距離。
          3 為了防止送風系統把進風口附近的灰塵、碎屑等揚起并吸入,故規定進風口下緣距室外地坪不宜小于2m,同時還規定當布置在綠化地帶時,不宜小于1m。

    6.3.2 全面排風系統吸風口的布置要求。強制性條文。
        規定建筑物全面排風系統吸風口的位置,在不同情況下應有不同的設計要求,目的是為了保證有效地排除室內余熱、余濕及各種有害物質。對于由于建筑結構造成的有爆炸危險氣體排出的死角,例如產生氫氣的房間,會出現由于頂棚內無法設置吸風口而聚集一定濃度的氫氣發生爆炸的情況。在結構允許的情況下,在結構梁上設置連通管進行導流排氣,以避免事故發生。

    6.3.4 住宅通風規定。
          1 由于人們對住宅的空氣品質的要求提高,而室外氣候條件惡劣、噪聲等因素限制了自然通風的應用,國內外逐漸增加了機械通風在住宅中的應用。但當前住宅機械通風系統的發展還存在如下局限:
           1)室內通風量的確定,國家標準中只對單人需要新風量提出要求,而對于人數不確定的房間如何確定其通風量沒有提及,也缺乏相應的測試和模擬分析。
           2)系統形式的研究,國內對于住宅通風系統還沒有明確分類,也缺乏相應的實際工程對不同系統形式進行比較。對于房間內排風和送風方式對室內污染物和空氣流場的影響,缺乏相應的分析。
           3)對于不同系統在不同氣候條件下的運行和控制策略缺乏探討。
           4)住宅通風類產品還有待增加和改善。
        住宅內的通風換氣應首先考慮采用自然通風,但在無自然通風條件或自然通風不能滿足衛生要求的情況下,應設機械通風或自然通風與機械通風結合的復合通風系統。“不能滿足室內衛生條件”是指室內有害物濃度超標,影響人的舒適和健康。應使氣流從較清潔的房間流向污染較嚴重的房間,因此使室外新鮮空氣首先進入起居室、臥室等人員主要活動、休息場所,然后從廚房、衛生間排出到室外,是較為理想的通風路徑。

          2 住宅廚房及無外窗衛生間污染源較集中,應采用機械排風系統,設計時應預留機械排風系統開口。

          3 為保證有效的排氣,應有足夠的進風通道,當廚房和衛生間的外窗關閉或暗衛生間無外窗時,需通過門進風,應在下部設置有效截面積不小于0.02m2的固定百葉,或距地面留出不小于30mm的縫隙。廚房排油煙機的排氣量一般為300m3/h~500m3/h,有效進風截面積不小于0.02m2,相當于進風風速4m/s~7m/s,由于排油煙機有較大壓頭,換氣次數基本可以滿足3次/h要求。衛生間排風機的排氣量一般為80m3/h~1OOm3/h,雖然壓頭較小,但換氣次數也可以滿足要求。

          4 住宅建筑豎向排風道應具有防火、防倒灌的功能。頂部應設置防止室外風倒灌裝置。排風道設置位置和安裝應符合《住宅廚房排風道》JG/T 3044要求,排風道設計宜采用簡化設計計算方法或軟件設計計算方法。不需重復加止回閥。排風道設計建議:
           1)豎向集中排油煙系統宜采用簡單的單孔煙道,在煙道上用戶排油煙機軟管接入口處安裝可靠的逆止閥,逆止閥材料應防火。
           2)排風道設計過程一般為:先假定一個煙道內截面尺寸,計算流動總阻力,再根據排油煙機性能曲線校核是否能滿足要求;若不滿足,則修正煙道內截面尺寸,直至滿足要求為止。
           3)排風道阻力計算可以采用簡化計算方法,設計計算時可以采用總局部阻力等于總沿程阻力的方法,即總流動阻力兩倍于總沿程阻力。其中沿程阻力計算公式為:

    說明公式14.jpg

    4)豎向煙道內截面尺寸選取依據:在一定的同時開機率、一定的用戶排油煙機性能下,確定滿足最不利用戶(最底層)一定排風量時的最小煙道截面尺寸,或先假設煙道氣體流速并采用下列計算公式計算排風道的尺寸。
        排風道截面總風量計算公式為:

    說明公式15.jpg

    6. 3.5 公共廚房通風規定。
          1 公共廚房通風的設置原則
        發熱量大且散發大量油煙和蒸汽的廚房設備指爐灶、洗碗機、蒸汽消毒設備等,設置局部機械排風設施的目的是有效地將熱量、油煙、蒸汽等控制在爐灶等局部區域并直接排出室外、不對室內環境造成污染。局部排風風量的確定原則是保證爐灶等散發的有害物不外溢,使排氣罩的外沿和距灶臺的高度組成的面積,以及灶口水平面積都保持一定的風速,計算方法各設計手冊、技術措施等均有論述。
        即使爐灶等設備不運行、人員僅進行烹飪準備的操作時,廚房各區域仍有一定的發熱量和異味,需要全面通風排除;對于燃氣廚房,經常連續運行的全面通風還提供了廚房內燃氣設備和管道有泄漏時向室外排除泄漏燃氣的排氣通路。當房間不能進行有效的自然通風時,應設置全面機械通風。能夠采用自然通風的條件是,具有面積較大可開啟的外門窗、氣候條件和室外空氣品質滿足允許開窗自然通風。
        廚房通風總排風量應能夠排除廚房各區域內以設備發熱量為主的總發熱量。
        在廚房工藝未確定前,如缺少排氣罩尺寸、設備發熱量等資料,可根據設計手冊、技術措施等提供的經驗數據,按換氣次數等估算廚房內不同區域的排風量;待廚房工藝確定后,應經詳細計算校核預留風道截面和確定通風設備規格。

          2 公共廚房負壓要求及補風
        廚房采用機械排風時,房間內負壓值不能過大,否則既有可能對廚房灶具的使用產生影響,也會因為來自周圍房間的自然補風量不夠而導致機械排風量不能達到設計要求。建議以廚房開門后的負壓補風風速不超過1.0m/s作為判斷基準,超過時應設置機械補風系統。同時,廚房氣味影響周圍室內環境,也是公共建筑經常發生的現象。為了解決這一問題,設計中應注意下列方面:①廚房設備及其局部排風設備不一定同時使用,因此補風量應能夠根據排風設備運行情況與排風量相對應,以免發生補風量大于排風量,廚房出現正壓的情況。②應確實保證廚房的負壓。不僅要考慮整個廚房與廚房外區域之間要保證相對負壓,廚房內也要考慮熱量和污染物較大的區域與較小區域之間的壓差。根據目前的實際工程,一般情況下均可取補風量為排風量的80%~90%,對于爐灶間等排風量較大房間,排風和補風量差值也較大,相對于廚房內通風量小的房間則會保證一定的負壓值。
        在北方嚴寒和寒冷地區,一般冬季不開窗自然通風,而常采用機械補風且補風量很大。為避免過低的送風溫度導致室內溫度過低,不滿足人員勞動環境的衛生要求并有可能造成冬季廚房內水池及水管道出現凍結現象等,除僅在氣溫較高的白天工作且工作時間較短(不足2小時)的小型廚房外,送風均宜做加熱處理。

          3 排風口位置及排油煙處理
        根據《飲食業油煙排放標準》GB 18483的規定,油煙排放濃度不得超過2.0mg/m3,凈化設備的最低去除效率小型不宜低于60%,中型不宜低于75%,大型不宜低于85%。因此副食灶等產生油煙的設備應設置油煙凈化設施。排油煙風道的排放口宜設置在建筑物頂端并采用防雨風帽(一般是錐形風帽),目的是把這些有害物排入高空,以利于稀釋。

          4 排油煙風道不得與防火排煙風道合用
        工程通風設計中常有合用排風和防火排煙管道的情況,但廚房排油煙風道內不可避免地有油垢聚集,因此不得與高溫的防火排煙風道合用,以免發生次生火災。

          5 排油煙管道要求
        廚房排風管的水平段應設不小于0.02的坡度,坡向排氣罩。罩口下沿四周設集油集水溝槽,溝槽底應裝排油污管。水平風道宜設置清洗檢查孔,以利清潔人員定期清除風道中沉積的油污、油垢。為防止污濁空氣或油煙處于正壓滲入室內,宜在頂部設總排風機。

    6.3.6 公共衛生間和浴室通風。
        公共衛生間和浴室通風關系到公眾健康和安全的問題,因此應保證其良好的通風。
        浴室氣窗是指室內直接與室外相連的能夠進行自然通風的外窗,對于沒有氣窗的浴室,應設獨立的通風系統,保證室內的空氣質量。
        浴室、衛生間處于負壓區,以防止氣味或熱濕空氣從浴室、衛生間流入更衣室或其他公共區域。

    說明表3.jpg

     

     表3中桑拿或蒸汽浴指浴室的建筑房間,而不是指房間內部的桑拿蒸汽隔間。當建筑未設置單獨房間放置桑拿隔間時,如直接將桑拿隔間設在淋浴間或其他公共房間,則應提高該淋浴間等房間的通風換氣次數。

    6. 3.7 設備機房通風規定。
          1 機房設備會產生大量余熱、余濕、泄露的制冷劑或可燃氣體等,靠自然通風往往不能滿足使用和安全要求,因此應設置機械通風系統,并盡量利用室外空氣為自然冷源排除余熱、余濕。不同的季節應采取不同的運行策略,實現系統節能。

          2 制冷設備的可靠性不好會導致制冷劑的泄露帶來安全隱患,制冷機房在工作過程中會產生余熱,良好的自然通風設計能夠較好地利用自然冷量消除余熱,稀釋室內泄露制冷劑,達到提高安全保障并且節能的目的。制冷機房采用自然通風時,機房通風所需要的自由開口面積可按下式計算:

    F=0.138G0.5               (17)


    式中:F——自由開口面積(m2);
          G——機房中最大制冷系統灌注的制冷工質量(kg)。
        制冷機房可能存在制冷劑的泄漏,對于泄漏氣體密度大于空氣時,設置下部排風口更能有效排除泄漏氣體。
        氨是可燃氣體,其爆炸極限為16%~27%,當氨氣大量泄漏而又得不到吹散稀釋的情況下,如遇明火或電氣火花,則將引起燃燒爆炸。因此應采取可靠的機械通風形式來保障安全。關于事故通風量的確定可參見《冷庫設計規范》GB 50072的相關條文解釋。
        連續通風量按每平方米機房面積9m3/h和消除余熱(余熱溫升不大于10℃)計算,取二者最大值。事故通風的通風量按排走機房內由于工質泄露或系統破壞散發的制冷工質確定,根據工程經驗,可按下式計算:

    L=247. 8G0.5               (18)


    式中:L——連續通風量(m3/h);
          G——機房最大制冷系統灌注的制冷工質量(kg)。
        吸收式制冷機在運行中屬真空設備,無爆炸可能性,但它是以天然氣、液化石油氣、人工煤氣為熱源燃料,它的火災危險性主要來自這些有爆炸危險的易燃燃料以及因設備控制失靈,管道閥門泄漏以及機件損壞時的燃氣泄漏,機房因液體蒸汽、可燃氣體與空氣形成爆炸混合物,遇明火或熱源產生燃燒和爆炸,因此應保證良好的通風。

          3 制冷機房、柴油發電機房及變配電室由于使用功能、季節等特殊性,設置獨立的通風系統能有效保障系統運行效果和節能。對于大、中型建筑更為重要。柴油發電機的通風量和燃燒空氣量一般可在其樣本中查得。柴油發電機燃燒空氣量,可按柴油發電機額定功率7m3/(kW·h)計算。

          4 變配電室通常由高、低壓器配電室及變壓器組成,其中的電器設備散發一定的熱量,尤以變壓器的發熱量為大。若變配電器室內溫度太高,會影響設備工作效率。

          5 根據工程經驗,表6.3.7中所列設備用房的通風換氣量可以滿足通風基本要求。

    6.3.8 汽車庫通風規定。
          1 通過相關實驗分析得出將汽車排出的CO稀釋到容許濃度時,NOx和CmHn遠遠低于它們相應的允許濃度。也就是說,只要保證CO濃度排放達標,其他有害物即使有一些分布不均勻,也有足夠的安全倍數保證將其通過排風帶走;所以以CO為標準來考慮車庫通風量是合理的。選用國家現行有關工業場所有害因素職業接觸限值標準的規定,CO的短時間接觸容許濃度為30mg/m3。

          2 地下汽車庫由于位置原因,容易造成自然通風不暢,宜設置獨立的送風、排風系統;當地下汽車庫設有開敞的車輛出、入口且自然進風滿足所需進風條件時,可采用自然進風、機械排風的方式。

          3 采用換氣次數法計算車庫通風量時,相關參數按以下規定選。
           1)排風量按換氣次數不小于6次/h計算,送風量按換氣次數不小于5次/h計算。
           2)當層高<3m時,按實際高度計算換氣體積;當層高≥3m時,按3m高度計算換氣體積。
        但采用換氣次數法計算通風量時存在以下問題:
        ①車庫通風量的確定,此時通風目的是稀釋有害物以滿足衛生要求的允許濃度。也就是說,通風風量的計算與有害物的散發量及散發時的濃度有關,而與房間容積(亦即房間換氣次數)并無確定的數量關系。例如,兩種有害物散發情況相同,且平面布置和大小也相同,只是層高不同的車庫,按有害物稀釋計算的排風量是相同的,但按換氣次數計算,二者的排風量就不同了。
        ②換氣次數法并沒有考慮到實際中的(部分或全部)雙層停車庫或多層停車庫情況,與單層車庫采用相同的計算方法也是不盡合理的。
        以上說明換氣次數法有其固有弊端。正因為如此,提出對于全部或部分為雙層或多層停車庫情形,排風量應按稀釋濃度法計算;單層停車庫的排風量宜按稀釋濃度法計算,如無計算資料時,可參考換氣次數估算。
        當采用稀釋濃度法計算排風量時,建議采用以下公式,送風量應按排風量的80%~90%選用。

    說明公式19.jpg

     地下汽車庫內排放CO的多少與所停車的類型、產地、型號、排氣溫度及停車啟動時間等有關,一般地下停車庫大多數按停放小轎車設計。按照車庫排風量計算式,應當按每種類型的車分別計算其排出的氣體量,但地下車庫在實際使用時車輛類型出入臺數都難以估計。為簡化計算,m值可取隊0. 02m3/min~O.025m3/min臺。

          4 風管通風是指利用風管將新鮮氣流送到工作區以稀釋污染物,并通過風管將稀釋后的污染氣流收集排出室外的傳統通風方式;誘導通風是指利用空氣射流的引射作用進行通風的方式。當采用接風管的機械進、排風系統時,應注意氣流分布的均勻性,減少通風死角。當車庫層高較低,不易布置風管時,為了防止氣流不暢,杜絕死角,可采用誘導式通風系統。

          5 對于車流量變化較大的車庫,由于其風機設計選型時是根據最大車流量選擇的(最不利原則),而往往車庫的高峰車流量持續時間很短,如果持續以最大通風量進行通風,會造成風機運行能耗的浪費。這種情況,當車流量變化有規律時,可按時間設定風機開啟臺數;無規律時宜采用CO濃度傳感器聯動控制多臺并聯風機或可調速風機的方式,會起到很好的節能效果。CO濃度傳感器的布置方式:當采用傳統的風管機械進、排風系統時,傳感器宜分散設置。當采用誘導式通風系統時,傳感器應設在排風口附近。

          6 熱空氣幕可有效防止冷空氣的大量侵入。

          7 本款提出共用是出于節省投資和節省空間的考慮。但基于安全需要,要首先滿足消防要求。

    6.3.9 事故通風規定。部分強制性條文。
          1 事故通風是保證安全生產和保障人民生命安全的一項必要的措施。對在生活中可能突然放散有害氣體的建筑,在設計中均應設置事故排風系統。有時雖然很少或沒有使用,但并不等于可以不設,應以預防為主。這對防止設備、管道大量逸出有害氣體(家用燃氣、冷凍機房的冷凍劑泄漏等)而造成人身事故是至關重要的。需要指出的是,事故通風不包括火災通風。關于事故通風的通風量,要保證事故發生時,控制不同種類的放散物濃度低于國家安全及衛生標準所規定的最高容許濃度,且換氣次數不低于每小時12次。有特定要求的建筑可不受此條件限制,允許適當取大。

          2 事故排風系統(包括兼作事故排風用的基本排風系統)應根據建筑物可能釋放的放散物種類設置相應的檢測報警及控制系統,以便及時發現事故,啟動自動控制系統,減少損失。事故通風的手動控制裝置應裝在室內、外便于操作的地點,以便一旦發生緊急事故,使其立即投入運行。

          3 放散物包含有爆炸危險的氣體時,應采取防爆通風設備。

          4 設置事故通風的場所(如氟利昂制冷機房)的機械通風量應按平常所要求的機械通風和事故通風分別計算。當事故通風量較大時,宜設置雙風機或變頻調速風機。但共用的前提是事故通風必須保證。

          5 事故排風的室內吸風口,應設在有害氣體或爆炸危險性物質放散量可能最大或聚集最多的地點。對事故排風的死角,應采取導流措施。當發生事故向室內放散密度比空氣大的氣體或蒸汽時,室內吸風口應設在地面以上0.3m~1.0m處;放散密度比空氣小的氣體或蒸汽時,室內吸風口應設在上部地帶;放散密度比空氣小的可燃氣體或蒸汽,室內吸風口應盡量緊貼頂棚布置,其上緣距頂棚不得大于0.4m。
        為保證傳感器能盡早發現事故,及時快速監測到所放散的有害氣體或爆炸危險性物質,傳感器應布置在建筑內有可能放散有害物質的發生源附近以及主要的人員活動區域,且應安裝維護方便,不影響人員活動。當放散氣體或蒸汽密度比空氣大時,應設在下部地帶;當放散氣體或蒸汽密度比空氣小時,應設在上部地帶。

          6 當風吹向和流經建筑物時,由于撞擊作用,產生彎曲、跳躍和旋流現象,在屋頂、側墻和背風側形成的負壓閉合循環氣流區為動力陰影區;由于撞擊作用而使其靜壓高于穩定氣流區靜壓的區域為正壓區。為便于污染物排放,不產生倒流,應盡可能避免將排風口設在動力陰影區和正壓區。
        除規范中要求外,排風口的高度應高于周邊20m范圍內最高建筑屋面3m以上。
        事故排風口的布置是從安全角度考慮的,為的是防止系統投入運行時排出的有毒及爆炸性氣體危及人身安全和由于氣流短路時對送風空氣質量造成影響。

     

    6.4 復合通風

    6.4.1 復合通風的設計條件。
        復合通風系統是指自然通風和機械通風在一天的不同時刻或一年的不同季節里,在滿足熱舒適和室內空氣質量的前提下交替或聯合運行的通風系統。復合通風系統設置的目的是,增加自然通風系統的可靠運行和保險系數,并提高機械通風系統的節能率。
        復合通風適用場合包括凈高大于5m且體積大于1萬m3的大空間建筑及住宅、辦公室、教室等易于在外墻上開窗并通過室內人員自行調節實現自然通風的房間。研究表明:復合通風系統通風效率高,通過自然通風與機械通風手段的結合,可節約風機和制冷能耗約10%~50%,既帶來較高的空氣品質又有利于節能。復合通風在歐洲已經普遍采用,主要用于辦公建筑、住宅、圖書館等建筑,目前在我國一些建筑中已有應用。復合通風系統應用時應注意協調好與消防系統的矛盾。
        復合通風系統的主要形式包括三種:自然通風與機械通風交替運行、帶輔助風機的自然通風和熱壓/風壓強化的機械通風。三種系統簡介如下:
         1)自然通風與機械通風交替運行
        該系統是指自然通風系統與機械通風系統并存,由控制策略實現自然通風與機械通風之間的切換。比如:在過渡時間啟用自然通風,冬夏季則啟用機械通風;或者在白天開啟機械通風而夜晚開啟自然通風。
         2)帶輔助風機的自然通風
        該系統是指以自然通風為主,且帶有輔助送風機或排風機的系統。比如,當自然通風驅動力較小或室內負荷增加時,開啟輔助送排風機。
         3)熱壓/風壓強化的機械通風
        該系統是指以機械通風為主,并利用自然通風輔助機械通風系統。比如,可選擇壓差較小的風機,而由自然通風的熱壓/風壓驅動來承擔一部分壓差。

    6.4.2 復合通風的設計要求。
        復合通風系統在機械通風和自然通風系統聯合運行下,及在自然通風系統單獨運行下的通風換氣量,按常規方法難以計算,需要采用計算流體力學或多區域網絡法進行數值模擬確定。自然通風和機械通風所占比重需要通過技術經濟及節能綜合分析確定,并由此制定對應的運行控制方案。為充分利用可再生能源,自然通風的通風量在復合通風系統中應占一定比重,自然通風量宜不低于復合通風聯合運行時風量的30%,并根據所需自然通風量確定建筑物的自然通風開口面積。

    6.4.3 復合通風的運行控制設計。
        復合通風系統應根據控制目標設置控制必要的監測傳感器和相應的系統切換啟閉執行機構。復合通風系統通常的控制目標包括消除室內余熱余濕和滿足衛生要求,所對應的監測傳感器包括溫濕度傳感器及CO2、CO等。自然通風、機械通風系統應設置切換啟閉的執行機構,依據傳感器監測值進行控制,可以作為樓宇自控系統(BAS)的一部分。復合通風應首先利用自然通風,根據傳感器的監測結果判斷是否開啟機械通風系統?刂茀挡荒軡M足要求即室內污染物濃度超過衛生標準限值,或室內溫濕度高于設定值。例如當室外溫濕度適宜時,通過執行機構開啟建筑外圍護結構的通風開口,引入室外新風帶走室內的余熱余濕及有害污染物,當傳感器監測到室內CO2濃度超過1000μg/g,或室內溫濕度超過舒適范圍時,開啟機械通風系統,此時系統處于自然通風和機械通風聯合運行狀態。當室外參數進一步惡化,如溫濕度升高導致通過復合通風系統也不能滿足消除室內余熱余濕要求時,應關閉復合通風系統,開啟空調系統。

    6.4.4 復合通風考慮溫度分層的條件。
        按照國內外已有研究結果,除薄膜構造外,通常對于屋頂保溫良好、高度在15m以內的大空間可以不考慮上下溫度分布不均勻的問題。而對于高度大于15m的大空間,在設計建筑復合通風系統時,需要考慮不同運行工況的氣流組織,避免建筑內不同區域之間的通風效果有較大差別,在分析氣流組織的時候可以采用CFD技術。人員過渡區域及有固定座位的區域要重點核算。

    6.5 設備選擇與布置

    6.5.1、6. 5.2 選擇通風設備時附加的規定。
        在通風和空調系統運行過程中,由于風管和設備的漏風會導致送風口和排風口處的風量達不到設計值,甚至會導致室內參數(其中包括溫度、相對濕度、風速和有害物濃度等)達不到設計和衛生標準的要求。為了彌補系統漏風可能產生的不利影響,選擇通風機時,應根據系統的類別(低壓、中壓或高壓系統)、風管內的工作壓力、設備布置情況以及系統特點等因素,附加系統的漏風量。如:能量回收器(轉輪式、板翅式、板式等)往往布
    置在系統的負壓段,其本身存在漏風量。由于系統的漏風量有時需要通過加熱器、冷卻器或能量回收器等進行處理,因此,在選擇此類設備時應附加風管的漏風量。
        風管漏風量的大小取決于很多因素,如風管材料、加工及安裝質量、閥門的設置情況和管內的正負壓大小等。風管的漏風量(包括負壓段滲入的風量和正壓段泄漏的風量),是上述諸因素綜合作用的結果。由于具體條件不同,很難把漏風量標準制定得十分細致、確切。為了便于計算,條文中根據我國常用的金屬和非金屬材料風管的實際加工水平及運行條件,規定一般送排風系統附加5%~10%,排煙系統附加10%~20%。需要指出,這樣的附加百分率適用于最長正壓管段總長度不大于50m的送風系統和最長負壓管段總長度不大于50m的排風系統。對于比這更大的系統,其漏風百分率可適當增加。有的全面排風系統直接布置在使用房間內,則不必考慮漏風的影響。
        當系統的設計風量和計算阻力確定以后,選擇通風機時,應考慮的主要問題之一是通風機的效率。在滿足給定的風量和風壓要求的條件下,通風機在最高效率點工作時,其軸功率最小。在具體選用中由于通風機的規格所限,不可能在任何情況下都能保證通風機在最高效率點工作,因此條文中規定通風機的設計工況效率不應低于最高效率的90%。一般認為在最高效率的90%以上范圍內均屬于通風機的高效率區。根據我國目前通風機的生產及供應情況來看,做到這一點是不難的。
        常用的通風機,按其工作原理可分為離心式、軸流式和貫流式三種。近年來在工程中廣泛使用的混流式風機以及斜流式風機等均可看成是上述風機派生而來的。從性能曲線看,離心式通風機可以在很寬的壓力范圍內有效地輸送大風量或小風量,性能較為平緩、穩定,適應性較廣。軸流式通風機不如離心式通風機那樣的風壓,但可以在低壓下輸送大風量,其流量較高,壓力較低,在性能曲線最高壓力點的左邊有個低谷,這是由風機的喘振引起的,使用時應避免在此段曲線間運行。通常情況下軸流式通風機的噪聲比離心式通風機高;炝魇胶托绷魇酵L機的風壓高于同機號的軸流式風機,風量大于同機號的離心式風機,效率較高、高效區較寬、噪聲較低、結構緊湊且安置方便,應用較為廣泛。通常風機在最高效率點附近運行時的噪聲最小,越遠離最高效率點,噪聲越大。
        另外,需要提醒的是,通風機選擇中的各種附加應明確特定設計條件合理確定,更要避免重復多次附加造成選型偏差。

    6.5.3 輸送非標準狀態空氣時選擇通風機及電動機的有關規定。
        當所輸送的空氣密度改變時,通風系統的通風機特性和風管特性曲線也將隨之改變。非標準狀態時通風機產生的實際風壓也不是標準狀態時通風機性能圖表上所標定的風壓。在通風空調系統中的通風機的風壓等于系統的壓力損失。在非標準狀態下系統壓力損失或大或小的變化,同通風機風壓或大或小的變化不但趨勢一致,而且大小相等。也就是說,在實際的容積風量一定的情況下,按標準狀態下的風管計算表算得的壓力損失以及據此選擇的通風機,也能夠適應空氣狀態變化了的條件。由此,選擇通風機時不必再對風管的計算壓力損失和通風機的風壓進行修正。但是,對電動機的軸功率應進行驗算,核對所配用的電動機能否滿足非標準狀態下的功率要求,其式如下:

    說明公式22.jpg

     風機樣本所提供的性能曲線和性能數據,通常是按標準狀態下(大氣壓力101.3kPa、溫度20℃、相對濕度50%、密度1.2kg/m3)編制的。當輸送的介質密度、轉數等條件改變時,其性能應按風機相似工況參數各換算公式(省略)進行換算。當大氣壓力和空氣溫度為非標準狀態時,可按下列公式計算,得出轉數不變時,該風機在非標準狀態下所產生的風壓(全壓)(Pa)。

    說明公式23.jpg

     

     鑒于多年來有的設計人員在選擇通風機時存在著隨意附加的現象,為此,條文中特加以規定。

    6.5.4 通風機的并聯與串聯。
        通風機的并聯與串聯安裝,均屬于通風機聯合工作。采用通風機聯合工作的場合主要有兩種:一是系統的風量或阻力過大,無法選到合適的單臺通風機;二是系統的風量或阻力變化較大,選用單臺通風機無法適應系統工況的變化或運行不經濟。并聯工作的目的,是在同一風壓下獲得較大的風量;串聯工作的目的,是在同一風量下獲得較大的風壓。在系統阻力即通風機風壓一定的情況下,并聯后的風量等于各臺并聯通風機的風量之和。當并聯的通風機不同時運行時,系統阻力變小,每臺運行的通風機之風量,比同時工作時的相應風量大;每臺運行的通風機之風壓,則比同時運行的相應風壓小。通風機并聯或串聯工作時,布置是否得當是至關重要的。有時由于布置和使用不當,并聯工作不但不能增加風量,而且適得其反,會比一臺通風機的風量還;串聯工作也會出現類似的情況,不但不能增加風壓,而且會比單臺通風機的風壓小,這是必須避免的。
        由于通風機并聯或串聯工作比較復雜,尤其是對具有峰值特性的不穩定區,在多臺通風機并聯工作時易受到擾動而惡化其工作性能;因此設計時必須慎重對待,否則不但達不到預期目的,還會無謂地增加能量消耗。為簡化設計和便于運行管理,條文中規定,多臺風機并聯運行時,應選擇相同特性曲線的通風機。多臺風機串聯運行時,應選擇相同流量的通風機。并應根據風機性能曲線與所在管網阻力特性曲線的串/并聯條件下的綜合特性曲線判斷其實際運行狀態、使用效果及合理性。多臺風機并聯時,風壓宜相同;多臺風機串聯時,流量宜相同。

    6.5.5 雙速或變速風機的采用。
        隨著工藝需求和氣候等因素的變化,建筑對通風量的要求也隨之改變。系統風量的變化會引起系統阻力更大的變化。對于運行時間較長且運行工況(風量、風壓)有較大變化的系統,為節省系統運行費用,宜考慮采用雙速或變速風機。通常對于要求不高的系統,為節省投資,可采用雙速風機,但要對雙速風機的工況與系統的工況變化進行校核。對于要求較高的系統,宜采用變速風機。采用變速風機的系統節能性更加顯著。采用變速風機的通風系統應配備合理的控制。

    6.5.6 排風風機的布置。
        風管漏風是難以避免的,在6.5.1條和6.5. 2條對此有說明。對于排風系統中處于風機正壓段的排風管,其漏風將對建筑的室內環境造成一定的污染,此類情況時有發生。如廚房排油煙系統、廁所排風系統及洗衣機房排風系統等,由于排風正壓段風管的漏風可能對建筑室內環境造成的再次污染。因此,盡可能減少排風正壓段風管的長度可有效降低對室內環境的影響。

    6.5.7 通風設備和風管的保溫、防凍。
        通風設備和風管的保溫、防凍具有一定的技術經濟意義,有時還是系統安全運行的必要條件。例如,某些降溫用的局部送風系統和兼作熱風供暖的送風系統,如果通風機和風管不保溫,不僅冷熱耗量大不經濟,而且會因冷熱損失使系統內所輸送的空氣溫度顯著升高或降低,從而達不到既定的室內參數要求。又如,鍋爐煙氣等可能被冷卻而形成凝結物堵塞或腐蝕風管。位于嚴寒地區和寒冷地區的空氣熱回收裝置,如果不采取保溫、防凍措施,冬季就可能凍結而不能發揮應有的作用。此外,某些高溫風管如不采取保溫的辦法加以防護,也有燙傷人體的危險。

    6.5.8 通風機房的布置。
        為了降低通風機對要求安靜房間的噪聲干擾,除了控制通風機沿通風管道傳播的空氣噪聲和沿結構傳播的固體振動外,還必須減低通風機透過機房圍護結構傳播的噪聲。要求安靜的房間如臥室、教室、錄音室、閱覽室、報告廳、觀眾廳、手術室、病房等。

    6.5.9 通風設備及管道的防靜電接地等要求。
        當靜電積聚到一定程度時,就會產生靜電放電,即產生靜電火花,使可燃或爆炸危險物質有引起燃燒或爆炸的可能;管內沉積不易導電的物質和會妨礙靜電導出接地,有在管內產生火花的可能。防止靜電引起災害的最有效辦法是防止其積聚,采用導電性能良好(電阻率小于106Ω·cm)的材料接地。因此做了如條文中的有關規定。
        法蘭跨接系指風管法蘭連接時,兩法蘭之間須用金屬線搭接。

    6.5.10 本條文是從保證安全的角度制定的。
        空氣中含有易燃易爆危險物質的房間中的送風、排風設備,當其布置在單獨隔開的送風機室內時,由于所輸送的空氣比較清潔,如果在送風干管上設有止回閥門時,可避免有燃燒或爆炸危險性物質竄入送風機室,這種情況下,通風機可采用普通型。

     

    6. 6 風管設計

    6.6.1 通風、空調系統選用風管截面及規格的要求。
        規定本條的目的,是為了使設計中選用的風管截面尺寸標準化,為施工、安裝和維護管理提供方便,為風管及零部件加工工廠化創造條件。據了解,在《全國通用通風道計算表》中,圓形風管的統一規格,是根據R20系列的優先數制定的,相鄰管徑之間具有固定的公比(20√10≈1.12),在直徑1OOmm~1OOOmm范圍內只推薦20種可供選擇的規格,各種直徑間隔的疏密程度均勻合理,比以前國內常采用的圓形風管規格減少了許多;矩形風管的統一規格,是根據標準長度20系列的數值確定的,把以前常用的300多種規格縮減到50種左右。經有關單位試算對比,按上述圓形和矩形風管系列進行設計,基本上能滿足系統壓力平衡計算的要求。金屬風管的尺寸應按外徑或外邊長計;非金屬風管應按內徑或內邊長計。

    6.6.2 風管材料。
        規定本條的目的,是為了防止火災蔓延。根據《建筑設計防火規范》GB 50016的規定,體育館、展覽館、候機(車、船)樓(廳)等大空間建筑、辦公樓和丙、丁、戊類廠房內的通風、空調系統,當風管按防火分區設置且設置了防煙防火閥時,可采用燃燒產物毒性較小且煙密度等級小于等于25的難燃材料。
        一些化學實驗室、通風柜等排風系統所排出的氣體具有一定的腐蝕性,需要用玻璃鋼、聚乙烯、聚丙烯等材料制作風管、配件以及柔性接頭等;當系統中有易腐蝕設備及配件時,應對設備和系統進行防腐處理。

    6.6.3 通風、空調風管管內風速的采用。
        本表給出的通風、空調系統風管風速的推薦風速和最大風速。其推薦風速是基于經濟流速和防止氣流在風管中產生再噪聲等因素,考慮到建筑通風、空調所服務房間的允許噪聲級,參照國內外有關資料制定的。最大風速是基于氣流噪聲和風道強度等因素,參照國內外有關資料制定的。對于如地下車庫這種對噪聲要求低、層高有限的場所,干管風速可提高至1Om/s。另外,對于廚房排油煙系統的風管,則宜控制在8m/s~1Om/s。

    6.6.6 系統中并聯管路的阻力平衡。
        把通風和空調系統各并聯管段間的壓力損失差額控制在一定范圍內,是保障系統運行效果的重要條件之一。在設計計算時,應用調整管徑的辦法使系統各并聯管段間的壓力損失達到所要求的平衡狀態,不僅能保證各并聯支管的風量要求,而且可不裝設調節閥門,對減少漏風量和降低系統造價也較為有利。根據國內的習慣做法,本條規定一般送排風系統各并聯管段的壓力損失相對差額不大于15%,相當于風量相差不大于5%。這樣做既能保證通風效果,設計上也是能辦到的,如在設計時難以利用調整管徑達到平衡要求時,則以裝設調節閥門為宜。

    6.6.7 對通風設備接管的要求。
        與通風機、空調器及其他振動設備連接的風管,其荷載應由風管的支吊架承擔。一般情況下風管和振動設備間應裝設柔性接頭,目的是保證其荷載不傳到通風機等設備上,使其呈非剛性連接。這樣既便于通風機等振動設備安裝隔振器,有利于風管伸縮,又可防止因振動產生固體噪聲,對通風機等的維護檢修也有好處。防排煙專用風機不必設置柔性接頭。

    6.6.8 通風、空調設備調節閥的設置。
        本條文是考慮實際運行中通風、空調系統在非設計工況下為調節通風機風量、風壓所采取的措施。采用多葉式或花瓣式調節閥有利于風機穩定運行及降低能耗。對于需要防凍和非使用時不必要的空氣侵入,調節閥應設置在設備進風端。如空調新風系統的調節閥應設置在新風入口端。

    6.6.9 多臺通風機并聯止回裝置的設置。
        規定本條是為了防止多臺通風機并聯設置的系統,當部分通風機運行時輸送氣體的短路回流。

    6.6. 10 風管布置、防火閥、排煙閥等的設置要求。
        在國家現行標準《建筑設計防火規范》GB 50016及《高層民用建筑設計防火規范》GB 50045中,對風管的布置、防火閥、排煙閥的設置要求均有詳細的規定,本規范不再另行規定。

    6.6.11 風管形狀設計要求。
        為降低風管系統的局部阻力,對于內外同心弧形彎管,應采取可能的最大曲率半徑(R),當矩形風管的平面邊長為(a)時,R/a值不宜小于1.5,當R/a<1.5時,彎管中宜設導流葉片;當平面邊長大于500mm時,應加設彎管導流葉片。

    6. 6.12 風管的測定孔、檢查孔和清洗孔。
        通風與空調系統安裝完畢,必須進行系統的調試,這是施工驗收的前提條件。風管測定孔主要用于系統的調試,測定孔應設置在氣流較均勻和穩定的管段上,與前、后局部配件間距離宜分別保持等于或大于4D和1.5D(D為圓風管的直徑或矩形風管的當量直徑)的距離;與通風機進口和出口間距離宜分別保持1.5倍通風機進口和2倍通風機出口當量直徑的距離。
        風管檢查孔用于通風與空調系統中需要經常檢修的地方,如風管內的電加熱器、過濾器、加濕器等。
        隨著人們對通風與空調系統傳播細菌的不斷認識,特別是2003年“非典型肺炎”后,我國頒布了《空調通風系統清洗規范》GB 19210。對于較復雜的系統,考慮到一些區域直接清洗有困難,應開設清洗孔。開設的清洗孔應滿足清洗和修復的需要。
        檢查孔和清洗孔的設置在保證滿足檢查和清洗的前提下數量盡量要少,在需要同處設置檢查孔和清洗孔時盡量合二為一,以免增加風管的漏風量和減少風管保溫工程的施工麻煩。

    6.6.13 高溫煙氣管道的熱補償。強制性條文。
        輸送高溫氣體的排煙管道,如燃燒器、鍋爐、直燃機等的煙氣管道,由于氣體溫度的變化會引起風管的膨脹或收縮,導致管路損壞,造成嚴重后果,必須重視。一般金屬風管設置軟連接,風管與土建連接處設置伸縮縫。需要說明此處提到的高溫煙氣管道并非消防排煙及廚房排油煙風管。

    6.6.14 風管敷設安全事宜。
        本條規定是為防止高溫風管長期烘烤建筑物的可燃或難燃結構發生火災事故。當輸送溫度高于80℃的空氣或氣體混合物時,風管穿過建筑物的可燃或難燃燒體結構處,應設置不燃材料隔熱層,保持隔熱層外表面溫度不高于80℃;非保溫的高溫金屬風管或煙道沿可燃或難燃燒體結構敷設時,應設遮熱防護措施或保持必要的安全距離。

    6.6.15 電加熱器的安全要求。
        規定本條是為了減少發生火災的因素,防止或減緩火災通過風管蔓延。

    6.6.16 風管敷設安全事宜。強制性條文。
        可燃氣體(煤氣等)、可燃液體(甲、乙、丙類液體)和電線等,易引起火災事故。為防止火勢通過風管蔓延,作此規定。
        穿過風管(通風、空調機房)內可燃氣體、可燃液體管道一旦泄漏會很容易發生和傳播火災,火勢也容易通過風管蔓延。電線由于使用時間長、絕緣老化,會產生短路起火,并通過風管蔓延,因此,不得在風管內腔敷設或穿過。配電線路與風管的間距不應小于0. 1m,若采用金屬套管保護的配電線路,可貼風管外壁敷設。

    6.6.17 通風系統排除凝結水的措施。
        排除潮濕氣體或含水蒸氣的通風系統,風管內表面有時會因其溫度低于露點溫度而產生凝結水。為了防止在系統內積水腐蝕設備及風管、影響通風機的正常運行,因此條文中規定水平敷設的風管應有—定的坡度并在風管的最低點和通風機的底部排除凝結水。
        當排除比空氣密度小的可燃氣體混合物時,局部排風系統的風管沿氣體流動方向具有上傾的坡度,有利于排氣。

    6.6.18 對排除有害氣體排風口及屋面吸、排風(煙)口的要求。
        對于排除有害氣體的通風系統的排風口,宜設置在建筑物頂端并采用防雨風帽(一般是錐形風帽),目的是把這些有害物排入高空,以利于稀釋。
        嚴寒地區,冬季經常下雪,屋頂積雪很深,如風機安裝基礎過低或屋面吸、排風(煙)口位置過低,會很容易被積雪掩埋,影響正常使用。

    7 空氣調節

    7.1 一般規定

    7.1.1 設置空氣調節(以下簡稱“空調”)的原則。
        本條為設置空調的應用條件。對于民用建筑,設置空調設施的目的主要是達到舒適性和衛生要求,對于民用建筑的工藝性房間或區域還要滿足工藝的環境要求。
          1 本款中“采用供暖通風達不到人體舒適、設備等對室內環境的要求”,一般指夏季室外空氣溫度高于室內空氣溫度,無法通過通風降溫的情況。
        對于室內發熱量較大的區域,例如機電設備用房等,理論上講,只要室外溫度低于室內設計允許最高溫度,均可采用通風降溫。但在夏季室外溫度較高的地區,采用通風降溫所需的設計通風量很大,進排風口和風管占據的空間也很大,當土建條件不能滿足設計要求,也不可能為此增加層高時,采用空調可節省投資,更經濟。因此采用供暖通風 “條件不允許、不經濟”的情況,必要時也應設置空調。

          2 本款的工藝要求指民用建筑中計算機房、博物館文物、醫院手術室、特殊實驗室、計量室等對室內的特殊溫度、濕度、潔凈度等要求。

          3 隨著社會經濟的不斷發展,空調的應用也日益廣泛。例如辦公建筑設置空調后,有益于提高人員工作效率和社會經濟效益,當醫院建筑設置空調后,有益于病人的康復,都應設置空調。

    7.1.2 空調區的布置原則。
        空調區集中布置是為了減少空調區的外墻、與非空調區相鄰的內墻和樓板的保溫隔熱處理,以達到減少空調冷熱負荷、降低系統造價、便于維護管理等目的。
        對于一般民用建筑,集中布置空調區域僅僅是建筑布局設計應考慮的因素之一,尤其是一般民用建筑,還有使用功能等其他重要因素。因此本條僅作為推薦的原則提出,在以工藝性空調為主的建筑或區域尤其應提請建筑設計注意。

    7.1.3 工藝性空調區的要求。
        此條僅限于民用建筑中的工藝性空調,如計算機中心、藏品庫房、特殊實驗室、計量室、手術室等空調。工藝性空調一般對溫濕度波動范圍、空氣潔凈度標準要求較高,其相應的投資及運行費用也較高。因此,在滿足空調區環境要求的條件下,應合理地規劃和布局,盡可能地減少空調區的面積和散熱、散濕設備,以達到節約投資及運行費用的目的。同時,減少散熱、散濕設備也有利于空調區的溫濕度控制達到要求。

    7.1.4 設置局部性空調和分層空調的要求。
        對工藝性空調或舒適性空調而言,局部性空調較全室性空調有較明顯的節能效果,如舒適性空調的崗位送風等。因此,在局部性空調能滿足空調區的熱濕環境或凈化要求時,應采用局部性空調,以達到節能和節約投資的目的。
        對于高大空間,當使用要求允許僅在下部區域進行空調時,可采用分層式送風或下部送風氣流組織方式,以達到節能的目的,其空調負荷計算與氣流組織設計需考慮空間的寬高比和具體送風形式,并參考本規范其他相關條文。

    7.1.5 空調區的空氣壓力。
        保持空調區(或空調房間)對室外的相對正壓,是為了防止室外空氣的侵入,有利于保證空調區的潔凈度和室內熱濕參數等少受外界的干擾。因此,有正壓要求的空調區應根據空調區的圍護結構嚴密程度來校核其新風量,如公共建筑的門廳等開敞式高大空間,當其新風量僅為滿足人員所需最小新風量時,一般可不設機械排風系統,以免大量室外空氣的侵入,影響室內熱濕環境的控制。
        建筑物內的房間功能不同時,其要求的空氣壓力也可不同。如空調建筑中,電梯廳和走道相對于辦公房間和衛生間,餐廳相對于其他房間和廚房,應是空氣壓力為正壓和負壓房間的中間區。另外,醫院傳染病房和一些設置空調設備的附屬房間等,根據需要還應保持負壓。因此,條文僅對空調區的壓差值提出5Pa~10Pa的推薦值,但不能超30Pa的最大限值,且該數值為房間門窗關閉時的數值。
        工藝性空調由于其壓差值有特殊要求,設計時應按工藝要求確定。如醫院手術室及其附屬用房,其壓差值要求應符合《醫院潔凈手術部建筑技術規范》GB 50333的有關規定。

    7.1.6 舒適性空調的建筑熱工設計。
        國家現行節能設計標準對舒適性空調的建筑熱工設計提出了要求,同時,建筑熱工設計包括以下各項:
          1 建筑圍護結構的各項熱工指標(圍護結構傳熱系數、透明屋頂和外窗(包括透明幕墻)的遮陽系數、外窗和透明幕墻的氣密性能等);
          2 建筑窗墻面積比(包括透明幕墻)、屋頂透明部分與屋頂總面積之比;
          3 外門的設置要求;
          4 外部遮陽設施的設置要求;
          5 圍護結構熱工性能的權衡判斷等。
        嚴寒和寒冷地區、夏熱冬冷地區、夏熱冬暖地區的居住建筑應分別符合《嚴寒和寒冷地區居住建筑節能設計標準》JGJ 26、《夏熱冬冷地區居住建筑節能設計標準》JGJ 134、《夏熱冬暖地區居住建筑節能設計標準》JGJ 75的有關規定。
        公共建筑應符合《公共建筑節能設計標準》GB 50189的有關規定。

    7.1.7 工藝性空調圍護結構傳熱系數要求。
        建筑物圍護結構的傳熱系數K值的大小,是能否保證空調區正常使用、影響空調工程綜合造價和維護費用的主要因素之一。K值越小,則耗冷量越小,空調系統越經濟。但K值又受建筑結構與材料等投資影響,不能過度減小。傳熱系數K值的選擇與保溫材料價格及導熱系數、室內外計算溫差、初投資費用系數、年維護費用系數以及保溫材料的投資回收年限等各項因素有關;而不同地區的熱價、電價、水價、保溫材料價格及系統工作時間等也不是不變的,很難給出一個固定不變的經濟K值;因此,對工藝性空調而言,圍護結構的傳熱系數應通過技術經濟比較確定合理的K值。表7.1.7中圍護結構最大傳熱系數K值,是僅考慮圍護結構傳熱對空調精度的影響確定的。目前國家現行節能設計標準,對不同的建筑、氣候分區,都有不同的最大K值規定。因此,當表中數值與國家現行節能設計標準規定不同時,應取二者中較小的數值。

    7.1. 8 工藝性空調熱惰性指標要求。
        熱惰性指標D值直接影響室內溫度波動范圍,其值大則室溫波動范圍就小,其值小則相反。

    7.1.9 工藝性空調區的外墻、外墻朝向及其所在層次。
        根據實測表明,對于空調區西向外墻,當其傳熱系數為0.34W/(m2·℃)~0.40W/(m2·℃),室內外溫差為10.5℃~24. 5℃時,距墻面1OOmm以內的空氣溫度不穩定,變化在±0.3℃以內;距墻面1OOmm以外時,溫度就比較穩定了。因此,對于室溫允許波動范圍大于或等于±1.O℃的空調區來說,有西向外墻,也是可以的,對人員活動區的溫度波動不會有什么影響。但從減少室內冷負荷出發,則宜減少西向外墻以及其他朝向的外墻;如有外墻時,最好為北向,且應避免將空調區設置在頂層。
        為了保持室溫的穩定性和不減少人員活動區的范圍,對于室溫允許波動范圍為土0.5℃的空調區,不宜有外墻,如有外墻,應北向;對于室溫允許波動范圍為±0.1~0.2℃的空調區,不應有外墻。
        屋頂受太陽輻射熱的作用后,能使屋頂表面溫度升高35℃~40℃,屋頂溫度的波幅可達±28℃。為了減少太陽輻射熱對室溫波動要求小于或等于±0. 5℃的空調區的影響,所以規定當其在單層建筑物內時,宜設通風屋頂。
        在北緯23.5°及其以南的地區,北向與南向的太陽輻射照度相差不大,且均較其他朝向小,故可采用南向或北向外墻。

    7.1.10 工藝性空調區的外窗朝向。
        根據調查、實測和分析:當室溫允許波動范圍大于等于±1.0℃時,從技術上來看,可以不限制外窗朝向,但從降低空調系統造價考慮,應盡量采用北向外窗;室溫允許波動范圍小于±1.O℃的空調區,由于東、西向外窗的太陽輻射熱可以直接進入人員活動區,故不應有東、西向外窗;據實測,室溫允許波動范圍小于±0. 5℃的空調區,對于雙層普通玻璃的北向外窗,室內外溫差為9.4℃時,窗對室溫波動的影響范圍在200mm以內,故如有外窗,應北向。

    7.1.11 工藝性空調區的門和門斗。
        從調查來看,一般空調區的外門均設有門斗,內門(指空調區與非空調區或走廊相通的門)一般也設有門斗(走廊兩邊都是空調區的除外,在這種情況下,門斗設在走廊的兩端)。與鄰室溫差較大的空調區,設計中也有未設門斗的,但在使用過程中,由于門的開啟對室溫波動影響較大,因此在后來也采取了一定的措施。按北京、上海、南京、廣州等地空調區的實際使用情況,規定門兩側溫差大于7℃時,應采用保溫門;同時對工藝性(即對室內溫度波動范圍要求較嚴格的)空調區的內門和門斗,作了如條文中表7.1.11的有關規定。
        對舒適性空調區開啟頻繁的外門,也提出了宜設門斗,必要時設置空氣幕的要求。旋轉門或彈簧門在建筑物中被廣泛應用,它能有效地阻擋通過外門的冷、熱空氣侵入,因此也推薦使用。

    7.1.12 空調系統全年能耗模擬計算。
        空調系統全年能耗模擬計算是進行空調方案對比和經濟分析的基礎。隨著計算機軟件的發展,空調系統全年能耗模擬計算也逐漸普及,為空調系統的設計與分析創造了必要條件。目前常用的建筑物空調系統能耗模擬軟件有:TRNSYS、DOE2、DeST、PKPM、EnergyPlus等。
        對空調系統采用熱回收裝置回收冷熱量、利用室外新風作冷源調節室內熱環境、冬季利用冷卻塔提供空調冷水等節能措施時,或采用新的冷熱源、末端設備形式以及考慮部分負荷運行下的季節性能系數時,一般需要空調系統的全年能耗模擬計算結果為依據,以判定節能措施的合理性及季節性能系數的計算等。

    7.2 空調負荷計算

    7.2.1 空調熱、冷負荷的要求。強制性條文。
        工程設計過程中,為防止濫用熱、冷負荷指標進行設計的現象發生,規定此條為強制要求。用熱、冷負荷指標進行空調設計時,估算的結果總是偏大,由此造成主機、輸配系統及末端設備容量等偏大,這不僅給國家和投資者帶來巨大損失,而且給系統控制、節能和環保帶來潛在問題。
        當建筑物空調設計僅為預留空調設備的電氣容量時,空調熱、冷負荷的計算可采用熱、冷負荷指標進行估算。

    7.2.2 空調區的夏季得熱量。
        在計算得熱量時,只計算空調區的自身產熱量和由空調區外部傳入的熱量,如分層空調中的對流熱轉移和輻射熱轉移等,對處于空調區之外的得熱量不應計算。此外,明確指出食品的散熱量應予以考慮,是因為該項散熱量對于某些民用建筑(如飯店、宴會廳等)的空調負荷影響較大。
        考慮到目前建筑材料的快速發展,根據建筑材料太陽輻射透過率的大小,可將建筑圍護結構劃分為不透明圍護結構和透明圍護結構,其中:由太陽輻射透過率等于零的建筑材料(如金屬、磚石、混凝土等)所構成的圍護結構,稱不透明圍護結構;由太陽輻射透過率介于0~1之間的建筑材料(如玻璃、透光化學材料(ETFE膜)等)所構成的圍護結構,稱透明圍護結構。照射在透明圍護結構的太陽輻射有一部分被反射掉,另一部分透過透明圍護結構直接進入室內,被圍護結構內表面、家具等吸收。

    7.2.3 空調區的夏季冷負荷。
        本條從現代空調負荷計算方法的基本原理出發,規定了計算空調區夏季冷負荷所應考慮的基本因素,強調指出得熱量與冷負荷是兩個不同的概念。
        以空調房間為例,通過圍護結構傳入房間的,以及房間內部散出的各種熱量,稱為房間得熱量。為保持所要求的室內溫度必須由空調系統從房間帶走的熱量稱為房間冷負荷。兩者在數值上不一定相等,這取決于得熱中是否含有時變的輻射成分。當時變的得熱量中含有輻射成分時或者雖然時變得熱曲線相同但所含的輻射百分比不同時,由于進入房間的輻射成分不能被空調系統的送風消除,只能被房間內表面及室內各種陳設所吸收、反射、放熱、再吸收,再反射、再放熱……在多次換熱過程中,通過房間及陳設的蓄熱、放熱作用,使得熱中的輻射成分逐漸轉化為對流成分,即轉化為冷負荷。顯然,此時得熱曲線與負荷曲線不再一致,比起前者,后者線型將產生峰值上的衰減和時間上的延遲,這對于削減空調設計負荷有重要意義。

    7.2.4 按非穩態方法計算的得熱量項目。
        根據空調冷負荷計算方法的原理,明確規定了按非穩態方法進行空調冷負荷計算的各項得熱量。

    7.2.5 按穩態方法計算的得熱量項目。
        非輕型外墻是指傳熱衰減系數小于或等于0.2的外墻。由于非輕型外墻具有較大的惰性,對外界溫度擾量反應遲鈍,造成墻體的傳熱溫差日變化減少,當室溫允許波動范圍較大時,其冷負荷計算可采用簡化計算。
        通過隔墻或樓板等傳熱形成的冷負荷,當相鄰空調區的溫差大于3℃時,由于其占空調區的總冷負荷一定比例,在某些情況下是不應忽略的;當相鄰空調區的溫差小于或等于3℃時,可以忽略不計。
        人員密集空調區,如劇院、電影廳、會堂等,由于人體對圍護結構和家具的輻射換熱量減少,其冷負荷可按瞬時得熱量計算。

    7.2.6 空調區的夏季冷負荷計算。
        地面傳熱形成的冷負荷:對于工藝性空調區,當有外墻時,距外墻2m范圍內的地面,受室外氣溫和太陽輻射熱的影響較大,測得地面的表面溫度比室溫高1.2℃~1.26℃,即地面溫度比西外墻的內表面溫度還高。分析其原因,可能是混凝土地面的K值比西外墻的要大一些的緣故,所以規定距外墻2m范圍內的地面須計算傳熱形成的冷負荷。對于舒適性空調區,夏季通過地面傳熱形成的冷負荷所占的比例很小,可以忽略不計。
        人體、照明和設備等散熱形成的冷負荷:非全天工作的照明、設備、器具以及人員等室內熱源散熱量,因具有時變性質,且包含輻射成分,所以這些散熱曲線與它們所形成的負荷曲線是不一致的。根據散熱的特點和空調區的熱工狀況,按照空調負荷計算理論,依據給出的散熱曲線可計算出相應的負荷曲線。在進行具體的工程計算時可直接查計算表或使用計算機程序求解。
        人員“群集系數”,是指根據人員的年齡、性別構成以及密集程度等情況不同而考慮的折減系數。人員的年齡和性別不同時,其散熱量和散濕量就不同,如成年女子的散熱量、散濕量約為成年男子散熱量的85%,兒童散熱量、散濕量約為成年男子散熱量的75%。
        設備的“功率系數”,是指設備小時平均實耗功率與其安裝功率之比。
        設備的“通風保溫系數”,是指考慮設備有無局部排風設施以及設備熱表面是否保溫而采取的散熱量折減系數。
        公共建筑的高大空間一般采用分層空調,利用合理的氣流組織,僅對下部空調區進行空調,而對上部較大的空間不空調,僅通風排熱。由于分層空調具有較好的節能效果,因此,采用分層空調的高大空間,其空調區的冷負荷應小于高大空間的全室性空調冷負荷,計算時應進行折減。

    7.2.7 空調冷負荷非穩態計算方法。
        目前空調冷負荷計算中,主要有諧波法和傳遞函數法兩種方法,二者計算方法雖不同,但均能滿足空調冷負荷計算要求,其共同點是:將研究的傳熱過程視為非穩定過程,在原理上對得熱量和冷負荷進行區分;將研究的傳熱過程視為常系數線性熱力系統,其重要特性是可以應用疊加原理,同時系統特性不隨時間變化。經研究比較,二者計算結果具有較好一致性。由于空調冷負荷計算是一個復雜的動態過程,計算過程繁瑣,數據處理量大,因此,國內外的暖通空調設計中普遍采用專用空調冷負荷計算軟件進行計算;為了使計算更加準確合理,編制組對目前國內常用空調負荷計算軟件進行了比較研究,并對其計算模型做出適當規整更新,確,F有版本的計算結果具有較好的一致性。在此基礎上,利用更新后的模型及數據,計算了代表城市典型房間、典型構造的空調冷負荷計算系數,并寫入本規范附錄H,為簡化計算時選用?紤]空調冷負荷的動態特性,空調冷負荷計算推薦采用計算軟件進行計算;當條件不具備時,也可按附錄H提供數據進行簡化計算。
        玻璃修正系數Cs為相對于3mm標準玻璃進行的修正。不同種類玻璃的光學性能不盡一致。在實際計算中,對每種玻璃都進行透過它的太陽總輻射照度的計算是不現實的。所以在實際計算中,按3mm標準玻璃進行計算夏季太陽總輻射照度,其他類型的玻璃的夏季太陽總輻射照度通過玻璃修正系數Cs進行修正計算獲得見式(24)。

    說明公式24.jpg

    玻璃修正系數Cs、遮陽修正系數、人員集群系數、照明修正系數和設備修正系數,可根據實際情況查有關空調冷負荷計算資料獲得。

    7.2.8 空調冷負荷穩態計算方法。
        對于一般要求的空調區,由于室外擾動因素經歷了圍護結構和空調區的雙重衰減作用,負荷曲線已相當平緩,為減少計算工作量,對非輕型外墻,室外計算溫度可采用日平均綜合溫度代替冷負荷計算溫度。
        鄰室計算平均溫度與夏季空調室外計算日平均溫度的差值△tls,可參考表4確定。

    說明表4.jpg

    7.2.9 空調區的散濕量計算。
        散濕量直接關系到空氣處理過程和空調系統的冷負荷大小。把散濕量各個項目一一列出,單獨形成一條,是為了把散濕量問題提得更加明確,并且與本規范7.2.2條相呼應,強調了與顯熱得熱量性質不同的各類潛熱得熱量。
        “通風系數”,是指考慮散濕設備有無排風設施而引起的散濕量折減系數。

    7.2.10 空調區的夏季冷負荷確定。強制性條文。
        空調區的夏季冷負荷,包括通過圍護結構的傳熱、通過玻璃窗的太陽輻射得熱、室內人員和照明設備等散熱形成的冷負荷,其計算應分項逐時計算,逐時分項累加,按逐時分項累加的最大值確定。

    7.2.11 空調系統的夏季冷負荷確定。部分強制性條文。
        根據空調區的同時使用情況、空調系統類型以及控制方式等各種不同情況,在確定空調系統夏季冷負荷時,主要有兩種不同算法:一個是取同時使用的各空調區逐時冷負荷的綜合最大值,即從各空調區逐時冷負荷相加后所得數列中找出的最大值;一個是取同時使用的各空調區夏季冷負荷的累計值,即找出各空調區逐時冷負荷的最大值并將它們相加在一起,而不考慮它們是否同時發生。后一種方法的計算結果顯然比前一種方法的結果要大。如當采用全空氣變風量空調系統時,由于系統本身具有適應各空調區冷負荷變化的調節能力,此時系統冷負荷即應采用各空調區逐時冷負荷的綜合最大值;當末端設備沒有室溫自動控制裝置時,由于系統本身不能適應各空調區冷負荷的變化,為了保證最不利情況下達到空調區的溫濕度要求,系統冷負荷即應采用各空調區夏季冷負荷的累計值。
        新風冷負荷應按系統新風量和夏季室外空調計算干、濕球溫度確定。再熱負荷是指空氣處理過程中產生冷熱抵消所消耗的冷量,附加冷負荷是指與空調運行工況、輸配系統有關的附加冷負荷。
        同時使用系數可根據各空調區在使用時間上的不同確定。

    7.2.12 夏季附加冷負荷的確定。
        冷水箱溫升引起的冷量損失計算,可根據水箱保溫情況、水箱間的環境溫度、水箱內冷水的平均溫度,按穩態傳熱方法進行計算。
        對空調間歇運行時所產生的附加冷負荷,設計中可根據工程實際情況酌情處理。

    7.2.13 空調區的冬季熱負荷確定。
        空調區的冬季熱負荷和供暖房間熱負荷的計算方法是相同的,只是當空調區與室外空氣的正壓差值較大時,不必計算經由門窗縫隙滲入室內的冷空氣耗熱量。但是,考慮到空調區內熱環境條件要求較高,區內溫度的不保證時間應少于一般供暖房間,因此,在選取室外計算溫度時,規定采用歷年平均不保證1天的日平均溫度值,即應采用冬季空調室外計算溫度。
        對工藝性空調、大型公共建筑等,當室內熱源(如計算機設備等)穩定放熱時,此部分散熱量應予以考慮并扣除。

    7.2.14 空調系統的冬季熱負荷確定。
        冬季附加熱負荷是指空調風管、熱水管道等熱損失所引起的附加熱負荷。一般情況下,空調風管、熱水管道均布置在空調區內,其附加熱負荷可以忽略不計,但當空調風管局部布置在室外環境下時,應計入其附加熱負荷。

     

    7.3 空調系統

    7.3.1 選擇空調系統的原則。
          1 本條是選擇空調系統的總原則,其目的是為了在滿足使用要求的前提下,盡量做到一次投資少、運行費經濟、能耗低等。
          2 對規模較大、要求較高或功能復雜的建筑物,在確定空調方案時,原則上應對各種可行的方案及運行模式進行全年能耗分析,使系統的配置合理,以實現系統設計、運行模式及控制策略的最優。
          3 氣候是建筑熱環境的外部條件,氣候參數如太陽輻射、溫度、濕度、風速等動態變化,不僅直接影響到人的舒適感受,而且影響到建筑設計。強調干熱氣候區的主要原因是:該氣候區(如新疆等地區)深處內陸,大陸性氣候明顯,其主要氣候特征是太陽輻射資源豐富、夏季溫度高、日較差大、空氣干燥等,與其他氣候區的氣候特征差異明顯。因此,該氣候區的空調系統選擇,應充分考慮該地區的氣象條件,合理有效地利用自然資源,進行系統對比選擇。

    7.3.2 空調風系統的劃分。
        將不同要求的空調區放置在一個空調風系統中時,會難以控制,影響使用,所以強調不同要求的空調區宜分別設置空調風系統。當個別局部空調區的標準高于其他主要空調區的標準要求時,從簡化空調系統設置、降低系統造價等原則出發,二者可合用空調風系統;但此時應對標準要求高的空調區進行處理,如同一風系統中有空氣的潔凈度或噪聲標準要求不同的空調區時,應對潔凈度或噪聲標準要求高的空調區采取增設符合要求的過濾器或消聲器等處理措施。
        需要同時供熱和供冷的空調區,是指不同朝向,周邊區與內區等。進深較大的開敞式辦公用房、大型商場等,內外區負荷特性相差很大,尤其是冬季或過渡季,常常外區需供熱時,內區因過熱需全年供冷;過渡季節朝向不同的空調區也常需要不同的送風參數,此時,可按不同區域劃分空調區,分別設置空調風系統,以滿足調節和使用要求;當需要合用空調風系統時,應根據空調區的負荷特性,采用不同類型的送風末端裝置,以適應空調區的負荷變化。

    7.3.3 易燃易爆等空調風系統的劃分。
        根據建筑消防規范、實驗室設計規范等要求,強調了空調風系統中,對空氣中含有易燃易爆或有毒有害物質空調區的要求,具體做法應遵循國家現行有關的防火、實驗室設計規范等。

    7.3.4 全空氣定風量空調系統的選擇。
        全空氣空調系統存在風管占用空間較大的缺點,但人員較多的空調區新風比例較大,與風機盤管加新風等空氣—水系統相比,多占用空間不明顯;人員較多的大空間空調負荷和風量較大,便于獨立設置空調風系統,可避免出現多空調區共用一個全空氣定風量系統難以分別控制的問題;全空氣定風量系統易于改變新回風比例,可實現全新風送風,以獲得較好的節能效果;全空氣系統設備集中,便于維護管理;因此,推薦在劇院、體育館等人員較多、運行時負荷和風量相對穩定的大空間建筑中采用。
        全空氣定風量空調系統,對空調區的溫濕度控制、噪聲處理、空氣過濾和凈化處理以及氣流穩定等有利,因此,推薦應用于要求溫濕度允許波動范圍小、噪聲或潔凈度標準高的播音室、凈化房間、醫院手術室等場所。

    7.3.5 全空氣空調系統的基本設計原則。
          1 一般情況下,在全空氣空調系統(包括定風量和變風量系統)中,不應采用分別送冷熱風的雙風管系統,因該系統易存在冷熱量互相抵消現象,不符合節能原則;同時,系統造價較高,不經濟。
          2 目前,空調系統控制送風溫度常采用改變冷熱水流量方式,而不常采用變動一,二次回風比的復雜控制系統;同時,由于變動一、二次回風比會影響室內相對濕度的穩定,不適用于散濕量大、濕度要求較嚴格的空調區;因此,在不使用再熱的前提下,一般工程推薦采用系統簡單、易于控制的一次回風式系統。
          3 采用下送風方式或潔凈室空調系統(按潔凈要求確定的風量,往往大于用負荷和允許送風溫差計算出的風量),其允許送風溫差都較小,為避免系統采用再熱方式所產生的冷熱量抵消現象,可以使用二次回風式系統。
          4 一般情況下,除溫濕度波動范圍要求嚴格的工藝性空調外,同一個空氣處理系統不應同時有加熱和冷卻過程,因冷熱量互相抵消,不符合節能原則。

    7.3.6 全空氣空調系統設置回風機的情況
        單風機式空調系統具有系統簡單、占地少、一次投資省、運行耗電量少等優點,因此常被采用。
        當需要新風、回風和排風量變化時,尤其過渡季的排風措施,如開窗面積、排風系統等,無法滿足系統最大新風量運行要求時,單風機式空調系統存在系統新、回風量調節困難等缺點;當回風系統阻力大時,單風機式空調系統存在送風機風壓較高、耗電量較大、噪聲也較大等缺點。因此,在這些情況下全空氣空調系統可設回風機。

    7.3.7 全空氣變風量空調系統的選擇。
        全空氣變風量空調系統具有控制靈活、衛生、節約電能(相對定風量空調系統而言)等特點,近年來在我國應用有所發展,因此本規范對其適用條件和要求作出了規定。
        全空氣變風量空調系統按系統所服務空調區的數量,分為帶末端裝置的變風量空調系統和區域變風量空調系統。帶末端裝置的變風量空調系統是指系統服務于多個空調區的變風量系統,區域變風量空調系統是指系統服務于單個空調區的變風量系統。對區域變風量系統而言,當空調區負荷變化時,系統是通過改變風機轉速來調節空調區的風量,以達到維持室內設計參數和節省風機能耗的目的。
        空調區有內外分區的建筑物中,對常年需要供冷的內區,由于沒有圍護結構的影響,可以以相對恒定的送風溫度送風,通過送風量的改變,基本上能滿足內區的負荷變化;而外區較為復雜,受圍護結構的影響較大。不同朝向的外區合用一個變風量空調系統時,過渡季節為滿足不同空調區的要求,常需要送入較低溫度的一次風。對需要供暖的空調區,則通過末端裝置上的再熱盤管加熱一次風供暖。當一次風的空氣處理冷源是采用制冷機時,需要供暖的空調區會產生冷熱抵消現象。
        變風量空調系統與其他空調系統相比投資大、控制復雜,同時,與風機盤管加新風系統相比,其占用空間也大,這是應用受到限制的主要原因。另外,與風機盤管加新風系統相比,變風量空調系統由于末端裝置無冷卻盤管,不會產生室內因冷凝水而滋生的微生物和病菌等,對室內空氣質量有利。
        變風量空調系統的風量變化有一定的范圍,其濕度不易控制。因此,規定在溫濕度允許波動范圍要求高的工藝性空調區不宜采用。對帶風機動力型末端裝置的變風量系統,其末端裝置的內置風機會產生較大噪聲,因此,規定不宜應用于播音室等噪聲要求嚴格的空調區。

    7. 3.8 全空氣變風量空調系統的設計。
          1、2 全空氣變風量空調系統的空調區劃分非常重要,其影響因素主要有建筑模數、空調負荷特性、使用時間等;空調區的劃分不同,其空調系統形式也不相同。變風量空調系統用于空調區內外分區時,常有以下系統組合形式:當內區獨立采用全年送冷的變風量空調系統時,外區可根據外區的空調負荷特性,設置風機盤管空調系統、定風量空調系統等;當內外區合用變風量空氣處理機組時,內區可采用單風道型變風量末端裝置,外區則根據外區的空調負荷特性,設置帶再熱盤管的變風量末端裝置,用于外區的供暖;當內外區分別設置變風量空氣處理機組時,內區機組僅需要全年供冷,而外區機組需要按季節進行供冷或供熱轉換;同時,外區宜按朝向分別設置空氣處理機組,以保證每個系統中各末端裝置所服務區域的轉換時間一致。

          3 變風量空調系統的末端裝置類型很多,根據是否補償系統壓力變化可分為壓力無關型和壓力有關型末端兩種,其中,壓力無關型是指當系統主風管內的壓力發生變化時,其壓力變化所引起的風量變化被檢測并反饋到末端控制器中,控制器通過調節風閥的開度來補償此風量的變化。目前,常用的變風量末端裝置主要為壓力無關型。

          5 變風量空調系統,當一次風送風量減少時,其新風量也隨之減少,有新風量不能滿足最小新風量要求的潛在性。因此,強調應采取保證最小新風量的措施。對采用雙風機式變風量系統而言,當需要維持最小新風量時,為使新風量恒定,回風量則往往不是隨送風量的變化按比例變化,而是要求與送風量保持恒定的差值。因此,要求送、回風機按轉速分別控制,以滿足最小新風量的要求。

          6 變風量空調系統的送風量改變應采用風機調速方法,以達到節能的目的,不宜采用恒速風機,通過改變送、回風閥的開度來實現變風量等簡易方法。

          7 變風量空調系統的送風口選擇不當時,送風口風量的變化會影響到室內的氣流組織,影響室內的熱濕環境無法達到要求。對串聯式風機動力型末端裝置而言,因末端裝置的送風量是恒定的,則不存在上述問題。

    7.3.9 風機盤管加新風空調系統的選擇。
        風機盤管系統具有各空調區溫度單獨調節、使用靈活等特點,與全空氣空調系統相比可節省建筑空間,與變風量空調系統相比造價較低等,因此,在賓館客房、辦公室等建筑中大量使用。“加新風”是指新風經過處理達到一定的參數要求后,有組織地送入室內。
        普通風機盤管加新風空調系統,存在著不能嚴格控制室內溫濕度的波動范圍,同時,常年使用時,存在冷卻盤管外部因冷凝水而滋生微生物和病菌等,惡化室內空氣質量等缺點。因此,對溫濕度波動范圍和衛生等要求較嚴格的空調區,應限制使用。
        由于風機盤管對空氣進行循環處理,無特殊過濾裝置,所以不宜安裝在廚房等油煙較多的空調區,否則會增加盤管風阻力并影響其傳熱。

    7.3.10 風機盤管加新風空調系統的設計。
          1 當新風與風機盤管機組的進風口相接,或只送到風機盤管機組的回風吊頂處時,將會影響室內的通風;同時,當風機盤管機組的風機停止運行時,新風有可能從帶有過濾器的回風口處吹出,不利于室內空氣質量的保證。另外,新風和風機盤管的送風混合后再送入室內時,會造成送風和新風的壓力難以平衡,有可能影響新風量的送入。因此,推薦新風直接送入人員活動區。

          2 風機盤管加新風空調系統強調新風的處理,對空氣質量標準要求較高的空調區,如醫院等,可采用處理后的新風負擔空調區的全部散濕量時,讓風機盤管機組干工況運行,以有利于室內空氣質量的保證;同時,由于處理后的新風送風溫度較低,低于室內露點溫度,因此,低溫新風系統設計應滿足低溫送風空調系統的相關要求。

          3 早期的風機盤管機組余壓只有0Pa和12Pa兩種形式,《風機盤管機組》GB/T 19232對高余壓機組沒有漏風率的規定。為適應市場需求,部分風機盤管余壓越來越高,達50Pa或以上,由于常規風機盤管機組的換熱盤管位于送風機出風側,會導致機組漏風嚴重以及噪聲、能耗等增加,故不宜選擇高出口余壓的風機盤管機組。

    7.3.11 多聯機空調系統的選擇與設計。
        由于多聯機空調系統的制冷劑直接進入空調區,當用于有振動、油污蒸汽、產生電磁波或高頻波設備的場所時,易引起制冷劑泄漏、設備損壞、控制器失靈等事故,故這些場所不宜采用該系統。
          1 多聯機空調系統形式的選擇,需要根據建筑物的負荷特征、所在氣候區等多方面因素綜合考慮:當僅用于建筑物供冷時,可選用單冷型;當建筑物按季節變化需要供冷、供熱時,可選用熱泵型;當同一多聯機空調系統中需要同時供冷、供熱時,可選用熱回收型。
        多聯機空調系統的部分負荷特性主要取決于室內外溫度、機組負荷率及室內機運行情況等。當室內機組的負荷變化率較為一致時,系統在50%~80%負荷率范圍內具有較高的制冷性能系數。因此,從節能角度考慮,推薦將負荷特性相差較大的空調區劃為不同系統。
        熱回收型多聯機空調系統是高效節能型系統,它通過高壓氣體管將高溫高壓蒸氣引入用于供熱的室內機,制冷劑蒸氣在室內機內放熱冷凝,流入高壓液體管;制冷劑自高壓液體管進入用于制冷的室內機中,蒸發吸熱,通過低壓氣體管返回壓縮機。室外熱交換器視室內機運行模式起著冷凝器或蒸發器的作用,其功能取決于各室內機的工作模式和負荷大小。

          2 室內、外機組之間以及室內機組之間的最大管長與最大高差,是多聯機空調系統的重要性能參數。為保證系統安全、穩定、高效的運行,設計時,系統的最大管長與最大高差不應超過所選用產品的技術要求。

          3 多聯機空調系統是利用制冷劑輸配能量,系統設計中必須考慮制冷劑連接管內制冷劑的重力與摩擦阻力等對系統性能的影響,因此,應根據系統制冷量的衰減來確定系統的服務區域,以提高系統的能效比。

          4 室外機變頻設備與其他變頻設備保持合理距離,是為了防止設備間的互相干擾,影響系統的安全運行。

    7.3.12 低溫送風空調系統的選擇。
        低溫送風空調系統,具有以下優點:
          1 由于送風溫差和冷水溫升比常規系統大,系統的送風量和循環水量小,減小了空氣處理設備、水泵、風道等的初投資,節省了機房面積和風管所占空間高度;

          2 由于需要的冷水溫度低,當冷源采用制冷機直接供冷時制冷能耗比常規系統高;當冷源采用蓄冷系統時,由于制冷能耗主要發生在非用電高峰期,可明顯地減少了用電高峰期的電力需求和運行費用;

          3 特別適用于空調負荷增加而又不允許加大風管、降低房間凈高的改造工程;

          4 由于送風除濕量的加大,造成了室內空氣的含濕量降低,增強了室內的熱舒適性。
        低溫冷媒可由蓄冷系統、制冷機等提供。由于蓄冷系統需要的初投資較高,當利用蓄冷設備提供低溫冷水與低溫送風系統相結合時,可減少空調系統的初投資和用電量,更能夠發揮減小電力需求和運行費用等優點;其他能夠提供低溫冷媒的冷源設備,如采用直接膨脹式蒸發器的整體式空調機組或利用乙烯乙二醇水溶液做冷媒的制冷機,也可用于低溫送風空調系統。
        采用低溫送風空調系統時,空調區內的空氣含濕量較低,室內空氣的相對濕度一般為30%~50%,同時,系統的送風量也較少。因此,應限制在空氣相對濕度或送風量要求較大的空調區應用,如植物溫室、手術室等。

    7.3.13 低溫送風空調系統的設計。
          1 空氣冷卻器的出風溫度:制約空氣冷卻器出風溫度的條件是冷媒溫度,當冷卻盤管的出風溫度與冷媒的進口溫度之間的溫差過小時,必然導致盤管傳熱面積過大而不經濟,以致選擇盤管困難;同時,對直接膨脹式蒸發器而言,送風溫度過低還會帶來盤管結霜和液態制冷劑進入壓縮機問題。

          2 送風溫升:低溫送風系統不能忽視送風機、風管及送風末端裝置的溫升,一般可達2℃~3℃;同時應考慮風口的選型,最后確定室內送風溫度及送風量。

          3 空氣處理機組選型:空氣冷卻器的迎風面風速低于常規系統,是為了減少風側阻力和冷凝水吹出的可能性,并使出風溫度接近冷媒的進口溫度;為了獲得較低出風溫度,冷卻器盤管的排數和翅片密度大于常規系統,但翅片過密或排數過多會增加風側或水側阻力,不便于清洗,凝水易被吹出盤管等,故應對翅片密度和盤管排數二者權衡取舍,進行設備費和運行費的經濟比較后,確定其數值;為了取得風水之間更大的接近度和溫升,解決部分負荷時流速過低的問題,應使冷媒流過盤管的路徑較長,溫升較高,并提高冷媒流速與擾動,以改善傳熱,因此冷卻盤管的回路布置常采用管程數較多的分回路布置方式,但會增加了盤管阻力;基于上述諸多因素,低溫送風系統不能直接采用常規系統的空氣處理機組,必須通過技術經濟分析比較,嚴格計算,進行設計選型。

          4 直接低溫送風:采取低溫冷風直接送入房間時,可采用低溫風口。低溫風口應具有高誘導比,在滿足室內氣流組織設計要求下,風口表面不應結露。因送風溫度低,為防止低溫空氣直接進入人員活動區,尤其是采用全空氣變風量空調系統時,當送風量較低時,應對低溫風口的擴散性或空氣混合性有更高的要求,具體詳見本規范第7.4.2條的規定。

          5 保冷:由于送風溫度比常規系統低,為減少系統冷量損失和防止結露,應保證系統設備、風管、送風末端送風裝置的正確保冷與密封,保冷層應比常規系統厚,見本規范11.1.4條的規定。

    7.3.14 溫濕度獨立控制空調系統的選擇。
        空調區散濕量較小的情況,一般指空調區單位面積的散濕量不超過30g/(m2·h)。
        空調系統承擔著排除空調區余熱、余濕等任務。溫濕度獨立控制空調系統由于采用了溫度與濕度兩套獨立的空調系統,分別控制著空調區的溫度與濕度,從而避免了常規空調系統中溫度與濕度聯合處理所帶來的損失;溫度控制系統處理顯熱時,冷水溫度要求低于室內空氣的干球溫度即可,為天然冷源等的利用創造了條件,且末端設備處于干工況運行,避免了室內盤管等表面滋生霉菌等。同時,由于冷水供水溫度高,系統可采用天然冷源或COP值較高的高溫型冷水機組,對系統的節能有利。但此時末端裝置的換熱面積需要增加,對投資不利。
        空調區的全部散濕量由濕度控制系統承擔,因此,采取何種除濕方式是實現對新風濕度控制的關鍵。隨著技術的不斷發展,各種除濕技術的應用也日益廣泛,因此,在技術經濟合理的情況下,當空調區散濕量較小時,推薦采用溫濕度獨立控制空調系統。

    7.3.15 溫度濕度獨立空調系統的設計要求。
          1 溫度控制系統,當室外空氣設計露點溫度較低時,應采用間接蒸發冷水機組制取冷水吸收顯熱,或其他高效制冷方式制取高溫冷水。在條件允許情況下,推薦利用蒸發冷卻、天然冷源等制備冷水,以達到節能的目的。溫度控制系統的末端設備可以選擇地面冷輻射、頂棚冷輻射或干式風機盤管,以及這幾種方式的組合。

          2 濕度控制系統中,經處理的新風負擔空調區全部散濕量,與常規空調系統相比,能夠更好地控制空調區濕度,避免新風處理過程中的再熱損失,以滿足室內熱濕比的變化。常用的除濕方法有冷卻除濕、溶液除濕、固體吸附除濕等。除濕方式的不同,確定了新風處理方式也不同。新風處理方式的選擇應根據當地氣象條件、新風送風的露點溫度和含濕量,結合建筑物特性、使用要求等,經技術經濟比較后確定。
        當室外新風濕球溫度對應的絕對含濕量低于要求的新風送風含濕量時,宜采用直接蒸發冷卻方式處理新風;當室外新風露點溫度低于要求的新風送風露點溫度時,宜采用間接蒸發冷卻方式處理新風;當室外新風露點高于要求的新風送風露點時,宜采用冷凝除濕、轉輪除濕或溶液除濕等。
        采用冷卻除濕方式時,濕度控制系統要求的冷水溫度應低于室內空氣的露點溫度,而溫度控制系統要求的冷水溫度應低于室內空氣的干球溫度,并高于室內空氣的露點溫度,二者對冷水的供水溫度要求是不同的。
        采用蒸發冷卻除濕方式時,由于直接蒸發冷卻空氣處理過程是等焓加濕過程,干燥的新風經直接蒸發冷卻被加濕,降低了系統的除濕能力,對濕度控制系統不利。因此,對蒸發冷卻方式的確定,應經技術分析,合理應用。直接蒸發冷卻處理新風時,其水質必須符合本規范第7.5.2條的強制規定。

          3 采用冷卻除濕方式時,由于除濕空氣需被冷卻到露點以下,才能除去冷凝水。為滿足新風的送風要求,除濕后的新風需要進行再熱處理后送入空調區,這會造成冷熱量抵消現象的發生。因此,從節能角度考慮,應限制系統采取外部熱源對新風進行再熱處理,如鍋爐提供的熱水、電加熱器等。

          4 考慮到房間的具體使用情況,如開窗等,溫濕度獨立控制空調系統應采取自動控制等措施,以防止末端設備表面發生結露現象,影響系統正常運行。

    7.3. 16 蒸發冷卻空調系統的選擇。
        蒸發冷卻空調系統是指利用水的蒸發來冷卻空氣的空調系統。在室外氣象條件滿足要求的前提下,推薦在夏季空調室外設計露點溫度較低的地區(通常在低于16℃的地區),如干熱氣候區的新疆、內蒙古、青海等,采用蒸發冷卻空調系統,以有利于空調系統的節能。

    7.3.17 蒸發冷卻空調系統的設計要求。
        蒸發冷卻空調系統的形式,可分為全空氣式和空氣-水式蒸發冷卻空調系統兩種形式。當通過蒸發冷卻處理后的空氣,能承擔空調區的全部顯熱負荷和散濕量時,系統應選全空氣式系統;當通過蒸發冷卻處理后的空氣僅承擔空調區的全部散濕量和部分顯熱負荷,而剩余部分顯熱負荷由冷水系統承擔時,系統應選空氣-水式系統?諝-水式系統中,水系統的末端設備可選用輻射板、干式風機盤管機組等。
        全空氣蒸發冷卻空調系統,根據空氣的處理方式,可采用直接蒸發冷卻、間接蒸發冷卻和組合式蒸發冷卻(直接蒸發冷卻與間接蒸發冷卻混合的蒸發冷卻方式)。室外設計濕球溫度低于16℃的地區,其空氣處理可采用直接蒸發冷卻方式;夏季室外計算濕球溫度較高的地區,為強化冷卻效果,進一步降低系統的送風溫度、減小送風量和風管面積時,可采用組合式蒸發冷卻方式。組合式蒸發冷卻方式的二級蒸發冷卻是指在一個間接蒸發冷卻器后,再串聯一個直接蒸發冷卻器;三級蒸發冷卻是指在兩個間接蒸發冷卻器串聯后,再串聯一個直接蒸發冷卻器。
        直接蒸發冷卻空調系統,由于水與空氣直接接觸,其水質直接影響到室內空氣質量,其水質必須符合本規范第7.5.2條的強制規定。

    7.3.18 直流式(全新風)空調系統的選擇。
        直流式(全新風)空調系統是指不使用回風,采用全新風直流運行的全空氣空調系統?紤]節能、衛生、安全的要求,一般全空氣空調系統不應采用冬夏季能耗較大的直流式(全新風)空調系統,而應采用有回風的空調系統。

    7.3.19 空調區、空調系統的新風量確定。
        新風系統是指用于風機盤管加新風、多聯機、水環熱泵等空調系統的新風系統,以及集中加壓新風系統。
        有資料規定,空調系統的新風量占送風量的百分數不應低于10%,但對溫濕度波動范圍要求很小或潔凈度要求很高的空調區,其送風量都很大,即使要求最小新風量達到送風量的10%,新風量也很大,不僅不節能,而且大量室外空氣還影響了室內溫濕度的穩定,增加了過濾器的負擔。一般舒適性空調系統而言,按人員、空調區正壓等要求確定的新風量達不到10%時,由于人員較少,室內CO2濃度也較小(氧氣含量相對較高),也沒必要加大新風量;因此本規范沒有規定新風量的最小比例(即最小新風比)。民用建筑物中,主要空調區的人員所需最小新風量具體數值,可參照本規范第3.0.6條規定。
        當全空氣空調系統服務于多個不同新風比的空調區時,其系統新風比應按下列公式確定:

    說明公式25.jpg

    7.3.20 新風作冷源。
          1 規定此條的目的是為了節約能源。
          2 除過渡季可使用全新風外,還有冬季不采用最小新風量的特例,如冬季發熱量較大的內區,當采用最小新風量時,內區仍需要對空氣進行冷卻,此時可利用加大新風量作為冷源。
        溫濕度允許波動范圍小的工藝性房間空調系統或潔凈室內的空調系統,考慮到減少過濾器負擔,不宜改變或增加新風量。

    7.3.21 新風進風口的要求。
          1 新風進風口的面積應適應最大新風量的需要,是指在過渡季大量使用新風時,為滿足系統過渡季全新風運行,系統可設置最小新風口和最大新風口,或按最大新風量設置新風進風口,并設調節裝置,以分別適應冬夏和過渡季節新風量變化的需要。
          2 系統停止運行時,進風口如不能嚴密關閉,夏季熱濕空氣侵入,會造成金屬表面和室內墻面結露;冬季冷空氣侵入,將使室溫降低,甚至使加熱排管凍壞;所以規定進風口處應設有嚴密關閉的閥門,寒冷和嚴寒地區宜設保溫閥門。

    7.3.22 空調系統的風量平衡。
        考慮空調系統的風量平衡(包括機械排風和自然排風)是為了使室內正壓值不要過大,以造成新風無法正常送入。
        機械排風設施可采用設回風機的雙風機系統,或設置專用排風機;排風量還應隨新風量的變化而變化,例如采取控制雙風機系統各風閥的開度,或排風機與送風機連鎖控制風量等自控措施。

    7.3.23 設置空氣-空氣能量回收裝置的原則。
        空氣能量回收,過去習慣稱為空氣熱回收。規定此條的目的是為了節能?照{系統中處理新風所需的冷熱負荷占建筑物總冷熱負荷的比例很大,為有效地減少新風冷熱負荷,除規定合理的新風量標準之外,還宜采用空氣-空氣能量回收裝置回收空調排風中的熱量和冷量,用來預熱和預冷新風。
        在進行空氣能量回收系統的技術經濟比較時,應充分考慮當地的氣象條件、能量回收系統的使用時間等因素,在滿足節能標準的前提下,如果系統的回收期過長,則不應采用能量回收系統。

    7.3.24 空氣能量回收系統的設計。
        國家標準《空氣-空氣能量回收裝置》GB/T 21087將空氣能量回收裝置按換熱類型分為全熱回收型和顯熱回收型兩類,同時規定了內部漏風率和外部漏風率指標。由于能量回收原理和結構特點的不同,空氣能量回收裝置的處理風量和排風泄漏量存在較大的差異。當排風中污染物濃度較大或污染物種類對人體有害時,在不能保證污染物不泄漏到新風送風中時,空氣能量回收裝置不應采用轉輪式空氣能量回收裝置,同時也不宜采用板式或板翅式空氣能量回收裝置。
        新排風中顯熱和潛熱能量的構成比例是選擇顯熱或全熱空氣能量回收裝置的關鍵因素。在嚴寒地區及夏季室外空氣比焓低于室內空氣設計比焓而室外空氣溫度又高于室內空氣設計溫度的溫和地區,宜選用顯熱回收裝置;在其他地區,尤其是夏熱冬冷地區,宜選用全熱回收裝置。
        從工程應用中發現,空氣能量回收裝置的空氣積灰對熱回收效率的影響較大,設計中應予以重視,并考慮能量回收裝置的過濾器設置問題。對室外溫度較低的地區(如嚴寒地區),應對熱回收裝置的排風側是否出現結霜或結露現象進行核算,當出現結霜或結露時,應采取預熱等措施。
        常用的空氣能量回收裝置性能和適用對象參見下表:

    說明表5.jpg

     

    7.4 氣流組織

    7.4.1 空調區的氣流組織設計原則。
        空調系統末端裝置的選擇和布置時,應與建筑裝修相協調,注意風口的選型與布置對內部裝修美觀的影響;同時應考慮室內空氣質量、室內溫度梯度等要求。
        涉及氣流組織設計的舒適性指標,主要由氣流組織形式、室內熱源分布及特性所決定。
        空氣分布特性指標(ADPI:Air Diffusion Performance Index),是滿足風速和溫度設計要求的測點數與總測點數之比。對舒適性空調而言,相對濕度在適當范圍內對人體的舒適性影響較小,舒適度主要考慮空氣溫度與風速對人體的綜合作用。根據實驗結果,有效溫度差與室內風速之間存在下列關系:

    說明公式29.jpg

     一般情況下,空調區的氣流組織設計應使空調區的ADPI≥80%。ADPI值越大,說明感到舒適的人群比例越大。
        對于復雜空間的氣流組織設計,采用常規計算方法已無法滿足要求。隨著計算機技術的不斷發展與計算流體動力學(CFD)數值模擬技術的日益普及,對復雜空間等特殊氣流組織設計推薦采用計算流體動力學(CFD)數值模擬計算。

    7.4. 2 空調區的送風方式及送風口的選型。
        空調區內良好的氣流組織,需要通過合理的送回風方式以及送回風口的正確選型和布置來實現。
          1 側送時宜使氣流貼附以增加送風射程,改善室內氣流分布。工程實踐中發現風機盤管的送風不貼附時,室內溫度分布則不均勻。目前,空氣分布增加了置換通風及地板送風等方式,以有利于提高人員活動區的空氣質量,優化室內能量分配,對高大空間建筑具有較明顯的節能效果。
        側送是已有幾種送風方式中比較簡單經濟的一種。在一般空調區中,大多可以采用側送。當采用較大送風溫差時,側送貼附射流有助于增加氣流射程,使氣流混合均勻,既能保證舒適性要求,又能保證人員活動區溫度波動小的要求。側送氣流宜貼附頂棚。

          2 圓形、方形和條縫形散流器平送,均能形成貼附射流,對室內高度較低的空調區,既能滿足使用要求,又比較美觀,因此,當有吊頂可利用時,采用這種送風方式較為合適。對于室內高度較高的空調區(如影劇院等),以及室內散熱量較大的空調區,當采用散流器時,應采用向下送風,但布置風口時,應考慮氣流的均布性。
        在一些室溫允許波動范圍小的工藝性空調區中,采用孔板送風較多。根據測定可知,在距孔板100mm~250mm的匯合段內,射流的溫度、速度均已衰減,可達到±0. 1℃的要求,且區域溫差小,在較大的換氣次數下(每小時達32次),人員活動區風速一般均在0.09m/s~0.12m/s范圍內。所以,在單位面積送風量大,且人員活動區要求風速小或區域溫差要求嚴格的情況下,應采用孔板向下送風。

          3 對于高大空間,采用上述幾種送風方式時,布置風管困難,難以達到均勻送風的目的。因此,建議采用噴口或旋流風口送風方式。由于噴口送風的噴口截面大,出口風速高,氣流射程長,與室內空氣強烈摻混,能在室內形成較大的回流區,達到布置少量風口即可滿足氣流均布的要求。同時,它還具有風管布置簡單、便于安裝、經濟等特點。當空間高度較低時,采用旋流風口向下送風,亦可達到滿意的效果。應用置換通風、地板送風的下部送風方式,使送入室內的空氣先在地板上均勻分布,然后被熱源(人員、設備等)加熱,形成以熱煙羽形式向上的對流氣流,更有效地將熱量和污染物排出人員活動區,在高大空間應用時,節能效果顯著,同時有利于改善通風效率和室內空氣質量。對于演播室等高大空間,為便于滿足空間布置需要,可采用可伸縮的圓筒形風口向下送風的方式。

          4 全空氣變風量空調系統的送風參數是保持不變的,它是通過改變風量來平衡室內負荷變化。這就要求,在送風量變化時,所選用的送風末端裝置或送風口應能滿足室內空氣溫度及風速的要求。用于全空氣變風量空調系統的送風末端裝置,應具有與室內空氣充分混合的性能,并在低送風量時,應能防止產生空氣滯留,在整個空調區內具有均勻的溫度和風速,而不能產生吹風感,尤其在組織熱氣流時,要保證氣流能夠進入人員活動區,而不滯留在上部區域。

          5 風口表面溫度低于室內露點溫度時,為防止風口表面結露,風口應采用低溫風口。低溫風口與常規散流器相比,兩者的主要差別是:低溫風口所適用的溫度和風量范圍較常規散流器廣。在這種較廣的溫度與風量范圍下,必須解決好充分與空調區空氣混合、貼附長度及噪聲等問題。選擇低溫風口時,一般與常規方法相同,但應對低溫送風射流的貼附長度予以重視。在考慮風口射程的同時,應使風口的貼附長度大于空調區的特征長度,以避免人員活動區吹冷風現象發生。

    7.4.3 貼附側送的要求。
        貼附射流的貼附長度主要取決于側送氣流的阿基米德數。為了使射流在整個射程中都貼附在頂棚上而不致中途下落,就需要控制阿基米德數小于一定的數值。
        側送風口安裝位置距頂棚愈近,愈容易貼附。如果送風口上緣離頂棚距離較大時,為了達到貼附目的,規定送風口處應設置向上傾斜10°~20°的導流片。

    7.4.4 孔板送風的要求。
          1 本條規定的穩壓層凈高不應小于0.2m,主要是從滿足施工安裝的要求上考慮的。
          2 在一般面積不大的空調區中,穩壓層內可以不設送風分布支管。根據實測,在6m×9m的空調區內(室溫允許波動范圍為±0. 1℃和±0. 5℃),采用孔板送風,測試過程中將送風分布支管裝上或拆下,在室內均未曾發現任何明顯的影響。因此,除送風射程較長的以外,穩壓層內可不設送風分布支管。
        當穩壓層高度較低時,向穩壓層送風的送風口,一般需要設置導流板或擋板以免送風氣流直接吹向孔板。

    7.4. 5 噴口送風的要求。
          1 將人員活動區置于氣流回流區是從滿足衛生標準的要求而制定的。
          2 噴口送風的氣流組織形式和側送是相似的,都是受限射流。受限射流的氣流分布與建筑物的幾何形狀、尺寸和送風口安裝高度等因素有關。送風口安裝高度太低,則射流易直接進入人員活動區;太高則使回流區厚度增加,回流速度過小,兩者均影響舒適感。
    3 對于兼作熱風供暖的噴口,為防止熱射流上翹,設計時應考慮使噴口具有改變射流角度的功能。

    7.4.6 散流器送風的要求。
          1 散流器布置應結合空間特征,按對稱均勻或梅花形布置,以有利于送風氣流對周圍空氣的誘導,避免氣流交叉和氣流死角。與側墻的距離過小時,會影響氣流的混合程度。散流器有時會安裝在暴露的管道上,當送風口安裝在頂棚以下300mm或者更低的地方時,就不會產生貼附效應,氣流將以較大的速度到達工作區。
          2 散流器平送時,平送方向的阻擋物會造成氣流不能與室內空氣充分混合,提前進入人員活動區,影響空調區的熱舒適。
          3 散流器安裝高度較高時,為避免熱氣流上浮,保證熱空氣能到達人員活動區,需要通過改變風口的射流出口角度來加以實現。溫控型散流器、條縫形(蟹爪形)散流器等能實現不同送風工況下射流出口角度的改變。

    7.4.7 置換通風的要求。
        置換通風是氣流組織的一種形式。置換通風是將經處理或未處理的空氣,以低風速、低紊流度、小溫差的方式,直接送入室內人員活動區的下部。送入室內的空氣先在地面上均勻分布,隨后流向熱源(人或設備)形成熱氣流以煙羽的形式向上流動,并在室內的上部空間形成滯留層。從滯留層將室內的余熱和污染物排出。
        置換通風的豎向氣流流型是以浮力為基礎,室內污染物在熱浮力的作用下向上流動。在上升的過程中,熱煙羽卷吸周圍空氣,流量不斷增大。在熱力作用下,室內空氣出現分層現象。
        置換通風在穩定狀態時,室內空氣在流態上分上下兩個不同區域,即上部紊流混合區和下部單向流動區。下部區域內沒有循環氣流,接近置換氣流,而上部區域內有循環氣流。兩個區域分層界面的高度取決于送風量、熱源特性及其在室內分布情況。設計時,應控制分層界面的高度在人員活動區以上,以保證人員活動區的空氣質量和熱舒適性。
          1~4 根據有關資料介紹,采用置換通風時,室內吊頂高度不宜過低,否則,會影響室內空氣的分層。由于置換通風的送風溫度較高,其所負擔的冷負荷一般不宜太大,否則,需要加大送風量,增加送風口面積,這對風口的布置不利。根據置換通風的原理,污染氣體靠熱浮力作用向上排出,當污染源不是熱源時,污染氣體不能有效排出;污染氣體的密度較大時,污染氣體會滯留在下部空間,也無法保證污染氣體的有效排出。
          5 垂直溫差是一個重要的局部熱不舒適控制性指標,對置換通風等系統設計時更加重要。本條直接引自國際通用標準ISO7730和美國ASHRAE 55的相關條款。根據美國相關研究,取室內人員的頭部高度(1.1m)到腳部高度(0.1m)由于垂直溫差引起的局部熱不舒適的不滿意度(PD)為≤5%,基于PD的計算公式確定。

    說明公式31.jpg

    6 設計中,要避免置換通風與其他氣流組織形式應用于同一個空調區,因為其他氣流組織形式會影響置換氣流的流型,無法實現置換通風。
        置換通風與輻射冷吊頂、冷梁等空調系統聯合應用時,其上部區域的冷表面可能使污染物空氣從上部區域再度進入下部區域,設計時應考慮。

    7.4.8 地板送風的要求。
          1 地板送風(UFAD)是指利用地板靜壓箱,將經熱濕處理后的空氣由地板送風口送到人員活動區內的氣流組織形式。與置換通風形式相比,地板送風是以較高的風速從尺寸較小的地板送風口送出,形成相對較強的空氣混合。因此,其送風溫度較置換通風低,系統所負擔的冷負荷也大于置換通風。地板送風的送風口附近區域不應有人長久停留。
          2 地板送風在房間內產生垂直溫度梯度和空氣分層。典型的空氣分層分為三個區域,第一個區域為低區(混合區),此區域內送風空氣與房間空氣混合,射流末端速度為0.25m/s。第二個區域為中區(分層區),此區域內房間溫度梯度呈線性分布。第三個區域為高區(混合區),此區域內房間熱空氣停止上升,風速很低。一旦房間內空氣上升到分層區以上時,就不會再進入分層區以下的區。
        熱分層控制的目的,是在滿足人員活動區的舒適度和空氣質量要求下,減少空調區的送風量,降低系統輸配能耗,以達到節能的目的。熱分層主要受送風量和室內冷負荷之間的平衡關系影響,設計時應將熱分層高度維持在室內人員活動區以上,一般為1.2m~1.8m。
          3 地板靜壓箱分為有壓靜壓箱和零壓靜壓箱,有壓靜壓箱應具有良好的密封性,當大量的不受控制的空氣泄漏時,會影響空調區的氣流流態。地板靜壓箱與非空調區之間建筑構件,如樓板、外墻等,應有良好的保溫隔熱處理,以減少送風溫度的變化。
          4 同置換通風形式一樣,應避免與其他氣流組織形式應用于同一空調區,因為其他氣流組織形式會破壞房間內的空氣分層。

    7.4.9 分層空調的氣流組織設計要求。
        分層空調,是指利用合理的氣流組織,僅對下部空調區進行空調,而對上部較大非空調區進行通風排熱。分層空調具有較好的節能效果。
          1 實踐證明,對高度大于1Om,體積大于10000m3的高大空間,采用雙側對送、下部回風的氣流組織方式是合適的,是能夠達到分層空調的要求。當空調區跨度較小時,采用單側送風也可以滿足要求。
          2 分層空調必須實現分層,即能形成空調區和非空調區。為了保證這一重要原則,必須側送多股平行氣流應互相搭接,以便形成覆蓋。雙側對送射流的末端不需要搭接,按相對噴口中點距離的90%計算射程即可。送風口的構造,應能滿足改變射流出口角度的要求,可選用圓形噴口、扁形噴口和百葉風口等。
          3 為保證空調區達到設計要求,應減少非空調區向空調區的熱轉移。為此,應設法消除非空調區的散熱量。實驗結果表明,當非空調區內的單位體積散熱量大于4.2W/m3時,在非空調區適當部位設置送排風裝置,可以達到較好的效果。

    7.4.10 上送風方式的夏季送風溫差。
          1 夏季送風溫差,對室內溫濕度效果有一定影響,是決定空調系統經濟性的主要因素之一。在保證技術要求的前提下,加大送風溫差有突出的經濟意義。送風溫差加大一倍時,空調系統的送風量會減少一半,系統的材料消耗和投資(不包括制冷系統)減少約40%,動力消耗減少約50%。送風溫差在4℃~8℃之間每增加1℃時,風量會減少10%~15%。因此,設計中正確地決定送風溫差是一個相當重要的問題。
        送風溫差的大小與送風形式有很大關系,不同送風形式的送風溫差不能規定一個數字。對混合式通風可加大送風溫差,但對置換通風就不宜加大送風溫差。
          2 表7.4.10-1中所列的數值,是參照室溫允許波動范圍大于±1. 0℃工藝性空調的送風溫差,并考慮空調區高度等因素確定的。
          3 表7.4.10-2中所列的數值,適用于貼附側送、散流器平送和孔板送風等方式。多年的實踐證明,對于采用上述送風方式的工藝性空調來說,應用這樣較大的送風溫差是能夠滿足室內溫、濕度要求,也是比較經濟的。當人員活動區處于下送氣流的擴散區時,送風溫差應通過計算確定。

    7.4.11 送風口的出口風速。
        送風口的出口風速,應根據不同情況通過計算確定。
        側送和散流器平送的出口風速,受兩個因素的限制:一是回流區風速的上限,二是風口處的允許噪聲;亓鲄^風速的上限與射流的自由度√F/d0有關,根據實驗,兩者有以下關系:

    說明公式32.jpg

     因此,側送和散流器平送的出口風速采用2m/s~5m/s是合適的。
        孔板下送風的出口風速,從理論上講可以采用較高的數值。因為在一定條件下,出口風速較高時,要求穩壓層內的靜壓也較高,這會使送風較均勻;同時,由于送風速度衰減快,對人員活動區的風速影響較小。但當穩壓層內的靜壓過高時,會使漏風量增加,并產生一定的噪聲。一般采用3m/s~5m/s為宜。
        條縫形風口氣流軸心速度衰減較快,對舒適性空調,其出口風速宜為2m/s~4m/s。
        噴口送風的出口風速是根據射流末端到達人員活動區的軸心風速與平均風速經計算確定。噴口側向送風的風速宜取4m/s~10m/s。

    7.4.12 回風口的布置方式。
        按照射流理論,送風射流引射著大量的室內空氣與之混合,使射流流量隨著射程的增加而不斷增大。而回風量小于(最多等于)送風量,同時回風口的速度場圖形呈半球狀,其速度與作用半徑的平方成反比,吸風氣流速度的衰減很快。所以在空調區內的氣流流型主要取決于送風射流,而回風口的位置對室內氣流流型及溫度、速度的均勻性影響均很小。設計時,應考慮盡量避免射流短路和產生“死區”等現象。采用側送時,把回風口布置在送風口同側,效果會更好些。
        關于走廊回風,其橫斷面風速不宜過大,以免引起揚塵和造成不舒適感。

    7.4.13 回風口的吸風速度。
        確定回風口的吸風速度(即面風速)時,主要考慮三個因素:一是避免靠近回風口處的風速過大,防止對回風口附近經常停留的人員造成不舒適的感覺;二是不要因為風速過大而揚起灰塵及增加噪聲;三是盡可能縮小風口斷面,以節約投資。
        回風口的面風速,一般按下式計算:

    說明公式33.jpg

     當回風口處于空調區上部,人員活動區風速不超過0.25m/s,在一般常用回風口面積的條件下,從上式中可以得出回風口面風速為4m/s~5m/s;當回風口處于空調區下部時,用同樣的方法可得出條文中所列的有關面風速。
        實踐經驗表明,利用走廊回風時,為避免在走廊內揚起灰塵等,裝在門或墻下部的回風口面風速宜采用1m/s~1.5m/s。

    7.5 空氣處理

    7.5.1 空氣冷卻方式。
        干熱氣候區(如西北部地區等),夏季空氣的干球溫度高,含濕量低,其室外干燥空氣不僅可直接利用來消除空調區的濕負荷,還可以通過間接蒸發冷卻等來消除空調區的熱負荷。在新疆、內蒙古、甘肅、寧夏、青海、西藏等地區,應用蒸發冷卻技術可大量節約空調系統的能耗。
        蒸發冷卻分為直接蒸發冷卻和間接蒸發冷卻。直接蒸發冷卻是指干燥空氣和水直接接觸的冷卻過程,空氣處理過程中空氣和水之間的傳熱、傳質同時發生且互相影響,空氣處理過程為絕熱降溫加濕過程,其極限溫度能達到空氣的濕球溫度。
        在某些情況下,當對處理空氣有進一步的要求,如要求較低含濕量或比焓時,就應采用間接蒸發冷卻。間接蒸發冷卻可避免傳熱、傳質的相互影響,空氣處理過程為等濕降溫過程,其極限溫度能達到空氣的露點溫度。
          2 對于溫度較低的江、河、湖水等,如西北部地區的某些河流、深水湖泊等,夏季水體溫度在10℃左右,完全可以作為空調的冷源。對于地下水資源豐富且有合適的水溫、水質的地區,當采取可靠的回灌和防止污染措施時,可適當利用這一天然冷源,并應征得地區主管部門的同意。
          3 當無法利用蒸發冷卻,且又沒有水溫、水質符合要求的天然冷源可利用時,或利用天然冷源無法滿足空氣冷卻要求時,空氣冷卻應采用人工冷源,并在條件許可的情況下,適當考慮利用天然冷源的可能性,以達到節能的目的。

    7.5.2 冷源的使用限制條件。部分強制性條文。
        空氣冷卻中,可采用人工或天然冷源來直接蒸發冷卻空氣,因此,其水質均應符合衛生要求。
        采用天然冷源時,其水質影響到室內空氣質量、空氣處理設備的使用效果和使用壽命等。如當直接和空氣接觸的水有異味或不衛生時,會直接影響到室內的空氣質量;同時,水的硬度過高時會加速換熱盤管結垢等。
        采用地表水作天然冷源時,強調再利用是對資源的保護。地下水的回灌可以防止地面沉降,全部回灌并不得造成污染是對水資源保護必須采取的措施。為保證地下水不被污染,地下水宜采用與空氣間接接觸的冷卻方式。

    7.5.3 空氣冷卻裝置的選擇。
          1 直接蒸發冷卻是絕熱加濕過程,實現這一過程是直接蒸發式冷卻裝置的特有功能,是其他空氣冷卻處理裝置所不能代替的。當采用地下水、江水、湖水等自然冷源作冷源時,由于其水溫相對較高,采用間接蒸發式冷卻裝置處理空氣時,一般不易滿足要求,而采用直接蒸發式冷卻裝置則比較容易滿足要求。
          2 采用人工冷源時,原則上應選用空氣冷卻器?諝饫鋮s器具有占地面積小,冷水系統簡單,特別是冷水系統采用閉式水系統時,可減少冷水輸配系統的能耗;另外,空氣出口參數可調性好等,因此,它得到了較其他形式的冷卻器更加廣泛的應用?諝饫鋮s器的缺點是消耗有色金屬較多,價格也相應地較貴。

    7.5.4 空氣冷卻器的選擇
        規定空氣冷卻器的冷媒進口溫度應比空氣的出口干球溫度至少低3.5℃,是從保證空氣冷卻器有一定的熱質交換能力提出來的。在空氣冷卻器中,空氣與冷媒的流動方向主要為逆交叉流。一般認為,冷卻器的排數大于或等于4排時,可將逆交叉流看成逆流。按逆流理論推導,空氣的終溫是逐漸趨近冷媒初溫。
        冷媒溫升宜為5℃~1O℃,是從減小流量、降低輸配系統能耗的角度考慮確定的。
        據實測,冷水流速在2m/s以上時,空氣冷卻器的傳熱系數K值幾乎沒有什么變化,但卻增加了冷水系統的能耗。冷水流速只有在1.5m/s以下時,K值才會隨冷水流速的提高而增加,其主要原因是水側熱阻對冷卻器換熱的總熱阻影響不大,加大水側放熱系數,K值并不會得到多大提高。所以,從冷卻器傳熱效果和水流阻力兩者綜合考慮,冷水流速以取0.6m/s~1.5m/s為宜。
        空氣冷卻器迎風面的空氣流速大小,會直接影響其外表面的放熱系教。據測定,當風速在1.5m/s~3.0m/s范圍內,風速每增加0.5m/s,相應的放熱系數遞增率在10%左右。但是,考慮到提高風速不僅會使空氣側的阻力增加,而且會把凝結水吹走,增加帶水量,所以,一般當質量流速大于3.0kg/(m2·s)時,應設擋水板。在采用帶噴水裝置的空氣冷卻器時,一般都應設擋水板。

    7.5.5 制冷劑直接膨脹式空氣冷卻器的蒸發溫度。
        制冷劑蒸發溫度與空氣出口干球溫度之差,和冷卻器的單位負荷、冷卻器結構形式、蒸發溫度的高低、空氣質量流速和制冷劑中的含油量大小等因素有關。根據國內空氣冷卻器產品設計中采用的單位負荷值、管內壁的制冷劑換熱系數和冷卻器肋化系數的大小,可以算出制冷劑蒸發溫度應比空氣的出口干球溫度至少低3. 5℃,這一溫差值也可以說是在技術上可能達到的最小值。隨著今后蒸發器在結構設計上的改進,這一溫差值必將會有所降低。
        空氣冷卻器的設計供冷量很大時,若蒸發溫度過低,會在低負荷運行的情況下,由于冷卻器的供冷能力明顯大于系統所需的供冷量,造成空氣冷卻器表面易于結霜,影響制冷機的正常運行。因此,在低負荷運行時,設計上應采取防止冷卻器表面結霜的措施。

    7.5.6 直接膨脹式空氣冷卻器的制冷劑選擇。強制性條文。
        為防止氨制冷劑的泄漏時,經送風機直接將氨送至空調區,危害人體或造成其他事故,所以采用制冷劑直接膨脹式空氣冷卻器時,不得用氨作制冷劑。

    7.5.7 應用加熱器的注意事項。
        合理地選用空調系統的熱媒,是為了滿足空調控制精確度和穩定性要求。
        對于室溫要求波動范圍等于或大于±1. 0℃的空調區,采用熱水熱媒,是可以滿足要求的;對于室溫要求波動范圍小于±1.0℃的空調區,為滿足控制要求,送風末端可增設用于精度調節的加熱器,該加熱器可采用電加熱器,以確保滿足控制的要求。

    7.5.8 兩管制水系統的冷、熱盤管選用。
        許多兩管制的空調水系統中,空氣的加熱和冷卻處理均由一組盤管來實現。設計時,通常以供冷量來計算盤管的換熱面積,當盤管的供冷量和供熱量差異較大時,盤管的冷水和熱水流量相差也較大,會造成電動控制閥在供熱工況時的調節性能下降,對控制不利。另外,熱水流量偏小時,在嚴寒或寒冷地區,也可能造成空調機組的盤管凍裂現象出現。
        綜合以上原因,對兩管制的冷、熱盤管選用作出了規定。

    7.5.9 空氣過濾器的設置。
        根據《空氣過濾器》GB/T 14295的規定,空氣過濾器按其性能可分為:粗效過濾器、中效過濾器、高中效過濾器及亞高效過濾器,其中,中效過濾器額定風量下的計數效率為:70%>E≥20%(粒徑≥0.5μm)。
          1 舒適性空調,一般都有一定的潔凈度要求,因此,送入室內的空氣都應通過必要的過濾處理;同時,為防止盤管的表面積塵,嚴重影響其熱濕交換性能,進入盤管的空氣也需進行過濾處理。工程實踐表明,設置一級粗效過濾器時,空調區的空氣潔凈度有時不易滿足要求。
          2 工藝性空調,尤其凈化空調,其空氣過濾器應按有關規范要求設置,如醫院手術室,其空調過濾器的設置應符合《醫院潔凈手術部建筑技術規范》GB 50333的規定。
          3 過濾器的濾料應選用效率高、阻力低和容塵量大的材料。由于過濾器的阻力會隨著積塵量的增加而增大,為防止系統阻力的增加而造成風量的減少,過濾器的阻力應按其終阻力計算?諝膺^濾器額定風量下的終阻力分別為:粗效過濾器100Pa,中效過濾器160Pa。

    7.5.10 空氣凈化裝置的選擇。
        人員密集及有較高空氣質量要求的建筑,設置空氣凈化裝置有利于提高室內空氣質量,防止病菌交叉污染。近年來,空氣凈化裝置在大型公共建筑中被廣泛應用,如奧運場館、世博園區、首都機場T3航站樓,北京、上海和廣州等城市的地鐵站等;此外大型既有建筑的空調系統改造時,也加裝了空氣凈化裝置。
        國家質檢部門近年來對上百種空氣凈化裝置的檢測結果表明,大部分產品能夠起到改善環境凈化空氣的作用。在實際工程中,達不到理想效果的空氣凈化裝置,其主要原因是:①系統設計風速超過空氣凈化裝置的額定風速;②空氣凈化裝置與管道和其他系統部件連接過程中缺乏基本的密封措施,造成污染物未經處理泄露;③空氣凈化裝置沒有完全按照設計進行安裝、維護和清理。因此,在空氣凈化裝置選擇時其凈化技術指標、電氣安全和臭氧發生指標等應符合國家標準《空氣過濾器》GB/T 14295及相關的產品制造和檢測標準要求。
        目前,工程常用的空氣凈化裝置有高壓靜電、光催化、吸附反應型等三大類空氣凈化裝置。各類空氣凈化裝置具有以下特點:
        高壓靜電式空氣凈化裝置,對顆粒物凈化效率良好,對細菌有一定去除作用,對有機氣體污染物效果不明顯。因此在顆粒物污染嚴重的環境,宜采用此類凈化裝置,初投資雖然較高,但空氣凈化機組本身阻力低,系統能耗和運行費用較低。此類凈化裝置有可能產生臭氧,設計選型時需要特別注意查看產品有關臭氧指標的檢測報告。
        光催化型空氣凈化裝置,對細菌等達到較好的凈化效果,但此類凈化裝置易受到顆粒物污染造成失效,所以應加裝中效空氣過濾器進行保護,并定期檢查清洗。此類凈化裝置有可能產生臭氧,設計選型時需要特別注意查看產品有關臭氧指標的檢測報告。
        吸附反應型凈化裝置,對有機氣體污染物效果最好,對顆粒物等也有一定效果,無二次污染,但是凈化設備阻力較高,需要定期更換濾網或吸附材料等。
        另外,可靠的接地是用電安全的必要措施,高壓靜電空氣凈化裝置有相應的用電安全要求。

    7.5.11 空氣凈化裝置設置。
          1 高壓靜電空氣凈化裝置的在凈化空調中應用時穩定性差,同時容易產生二次揚塵,光催化型空氣凈化裝置不具備顆粒物凈化的功能,因此在潔凈手術部、無菌病房等凈化空調系統中不得將其作為末級凈化設施。
          2 空氣熱濕處理設備是指組合式空調、風機盤管機組、變風量末端等。
          4 由于空氣凈化裝置的凈化工作過程受環境影響較大,所以應設置報警裝置在設備的凈化功能失效時,能及時通知進行維護。
          5 高壓靜電空氣凈化裝置為了防止在無空氣流動時啟動空氣凈化裝置,造成空氣處理設備內臭氧濃度過高而采取的技術措施,應設置與風機的聯動。

    7.5.12 加濕裝置的選擇。
        目前,常用的加濕裝置有干蒸汽加濕器、電加濕器、高壓噴霧加濕器、濕膜加濕器等。
          1 干蒸汽加濕器,具有加濕迅速、均勻、穩定,并不帶水滴,有利于細菌的抑制等特點,因此,在有蒸汽源可利用時,宜優先考慮采用干蒸汽加濕器。干蒸汽加濕器所采用的蒸汽壓力一般應小于0.1MPa。
          2 常用的電加濕器有電極式、電熱式蒸汽加濕器。該加濕器具有蒸汽加濕的各項優點,且控制方便靈活,可以滿足空調區對相對濕度允許波動范圍要求嚴格的要求,但該類加濕器耗電量大,運行、維護費用較高。
          3 濕度要求不高是指相對濕度值不高或濕度控制精度要求不高的情況。
        高壓噴霧加濕器和濕膜加濕器等絕熱加濕器具有耗電量低,初投資及運行費用低等優點,在普通民用建筑中得到廣泛應用,但該類加濕易產生微生物污染,衛生要求較嚴格的空調區,如醫院手術室等,不應采用。
          4 由于加濕處理后的空氣,會影響室內空氣質量,因此,加濕器的供水水質應符合衛生標準要求,可采用生活飲用水等。

    7.5.13 空調機房的設計。
        空氣處理機組安裝在空調機房內,有利于日常維修和噪聲控制。
        空氣處理機組安裝在鄰近所服務的空調區機房內,可減小空氣輸送能耗和風機壓頭,也可有效地減小機組噪聲和水患的危害。新建筑設計時,應將空氣處理機組安裝在空調機房內,并留有必要的維修通道和檢修空間;同時,宜避免由于機房面積的原因,機組的出風風管采用突然擴大的靜壓箱來改變氣流方向,以導致機組風機壓頭損失較大,造成實際送風量小于設計風量的現象發生。

    8 冷源與熱源

    8.1 一般規定

    8.1.1 供暖空調冷源與熱源選擇基本原則。
        冷源與熱源包括冷熱水機組、建筑物內的鍋爐和換熱設備、直接蒸發冷卻機組、多聯機、蓄能設備等。
        建筑能耗占我國能源總消費的比例已達27.6%,在建筑能耗中,暖通空調系統和生活熱水系統耗能比例接近60%。公共建筑中,冷熱源的能耗占空調系統能耗40%以上。當前各種機組、設備類型繁多,電制冷機組、溴化鋰吸收式機組及蓄冷蓄熱設備等各具特色,地源熱泵、蒸發冷卻等利用可再生能源或天然冷源的技術應用廣泛。由于使用這些機組和設備時會受到能源、環境、工程狀況使用時間及要求等多種因素的影響和制約,因此應客觀全面地對冷熱源方案進行技術經濟比較分析,以可持續發展的思路確定合理的冷熱源方案。
          1 熱源應優先采用廢熱或工業余熱,可變廢為寶,節約資源和能耗。當廢熱或工業余熱的溫度較高、經技術經濟論證合理時,冷源宜采用吸收式冷水機組,可以利用熱源制冷。

          2 面對全球氣候變化,節能減排和發展低碳經濟成為各國共識。溫家寶總理出席于2009年12月在丹麥哥本哈根舉行的《聯合國氣候變化框架公約》,提出2020年中國單位國內生產總值二氧化碳排放比2005年下降40%~45%。隨著《中華人民共和國可再生能源法》、《中華人民共和國節約能源法》、《民用建筑節能條例》、《可再生能源中長期發展規劃》等一系列法規的出臺,政府一方面利用大量補貼、稅收優惠政策來刺激清潔能源產業發展;另一方面也通過法規,幫助能源公司購買、使用可再生能源。因此地源熱泵系統、太陽能熱水器等可再生能源技術應用的市場發展迅猛,應用廣泛。但是,由于可再生能源的利用與室外環境密切相關,從全年使用角度考慮,并不是任何時候都可以滿足應用需求的,因此當不能保證時,應設置輔助冷、熱源來滿足建筑的需求。

          3 北方地區,發展城鎮集中熱源是我國北方供熱的基本政策,發展較快,較為普遍。具有城鎮或區域集中熱源時,集中式空調系統應優先采用。

          4 電動壓縮式機組具有能效高、技術成熟、系統簡單靈活、占地面積小等特點,因此在城市電網夏季供電充足的區域,冷源宜采用電動壓縮式機組。

          5 對于既無城市熱網,也沒有較充足的城市供電的地區,采用電能制冷會受到較大的限制,如果其城市燃氣供應充足的話,采用燃氣鍋爐、燃氣熱水機作為空調供熱的熱源和燃氣吸收式冷(溫)水機組作為空調冷源是比較合適的。

          6 既無城市熱網,也無燃氣供應的地區,集中空調系統只能采用燃煤或者燃油來提供空調熱源和冷源。采用燃油時,可以采用燃油吸收式冷(溫)水機組。采用燃煤時,則只能通過設置吸收式冷水機組來提供空調冷源。這種方式應用時,需要綜合考慮燃油的價格和當地環保要求。

          7 在高溫干燥地區,可通過蒸發冷卻方式直接提供用于空調系統的冷水,減少了人工制冷的能耗,符合條件的地區應優先推廣采用。通常來說,當室外空氣的露點溫度低于14℃~15℃時,采用間接式蒸發冷卻方式,可以得到接近16℃的空調冷水來作為空調系統的冷源。直接水冷式系統包括水冷式蒸發冷卻、冷卻塔冷卻、蒸發冷凝等。

          8 從節能角度來說,能源應充分考慮梯級利用,例如采用熱、電、冷聯產的方式!吨腥A人民共和國節約能源法》明確提出:“推廣熱電聯產,集中供熱,提高熱電機組的利用率,發展熱能梯級利用技術,熱、電、冷聯產技術和熱、電、煤氣三聯供技術,提高熱能綜合利用率”。大型熱電冷聯產是利用熱電系統發展供熱、供電和供冷為一體的能源綜合利用系統。冬季用熱電廠的熱源供熱,夏季采用溴化鋰吸收式制冷機供冷,使熱電廠冬夏負荷平衡,高效經濟運行。

          9 用水環路將小型的水/空氣熱泵機組并聯在一起,構成一個以回收建筑物內部余熱為主要特點的熱泵供暖、供冷的空調系統。需要長時間向建筑物同時供熱和供冷時,可節省能源和減少向環境排熱。水環熱泵空調系統具有以下優點:①實現建筑物內部冷、熱轉移;②可獨立計量;③運行調節比較方便等,在需要長時間向建筑物同時供熱和供冷時,它能夠減少建筑外提供的供熱量而節能。但由于水環熱泵系統的初投資相對較大,且因為分散設置后每個壓縮機的安裝容量較小,使得COP值相對較低,從而導致整個建筑空調系統的電氣安裝容量相對較大,因此,在設計選用時,需要進行較細的分析。從能耗上看,只有當冬季建筑物內存在明顯可觀的冷負荷時,才具有較好的節能效果。

          10 蓄能系統的合理使用,能夠明顯提高城市或區域電網的供電效率,優化供電系統。同時,在分時電價較為合理的地區,也能為用戶節省全年運行電費。為充分利用現有電力資源,鼓勵夜間使用低谷電,國家和各地區電力部門制訂了峰谷電價差政策。蓄冷空調系統對轉移電力高峰,平衡電網負荷,有較大的作用。

          11 熱泵系統屬于國家大力提倡的可再生能源的應用范圍,有條件時應積極推廣。但是,對于缺水、干旱地區,采用地表水或地下水存在一定的困難,因此中、小型建筑宜采用空氣源或土壤源熱泵系統為主(對于大型工程,由于規模等方面的原因,系統的應用可能會受到一些限制);夏熱冬冷地區,空氣源熱泵的全年能效比較好,因此推薦使用;而當采用土壤源熱泵系統時;中、小型建筑空調冷、熱負荷的比例比較容易實現土壤全年的熱平衡,因此也推薦使用。對于水資源嚴重短缺的地區,不但地表水或地下水的使用受到限制,集中空調系統的冷卻水全年運行過程中水量消耗較大的缺點也會凸現出來,因此,這些地區不應采用消耗水資源的空調系統形式和設備(例如冷卻塔、蒸發冷卻等),而宜采用風冷式機組。

          12 當天然水可以有效利用或淺層地下水能夠確保100%回灌時,也可以采用地下水或地表水源地源熱泵系統。

          13 由于可供空氣調節的冷熱源形式越來越多,節能減排的形勢要求出現了多種能源形式向一個空調系統供能的狀況,實現能源的梯級利用、綜合利用、集成利用。當具有電、城市供熱、天然氣、城市煤氣等多種人工能源以及多種可能利用的天然能源形式時,可采用幾種能源合理搭配作為空調冷熱源。如“電+氣”、“電+蒸汽”等。實際上很多工程都通過技術經濟比較后采用了復合能源方式,降低了投資和運行費用,取得了較好的經濟效益。城市的能源結構若是幾種共存,空調也可適應城市的多元化能源結構,用能源的峰谷季節差價進行設備選型,提高能源的一次能效,使用戶得到實惠。

    8.1.2 電能作為直接熱源的限制條件。強制性條文。
        常見的采用直接電能供熱的情況有:電熱鍋爐、電熱水器、電熱空氣加熱器、電極(電熱)式加濕器等。合理利用能源、提高能源利用率、節約能源是我國的基本國策?紤]到國內各地區的具體情況,在只有符合本條所指的特殊情況時方可采用。
          1 夏熱冬暖地區冬季供熱時,如果沒有區域或集中供熱,那么熱泵是一個較好的選擇方案。但是,考慮到建筑的規模、性質以及空調系統的設置情況,某些特定的建筑,可能無法設置熱泵系統。如果這些建筑冬季供熱設計負荷很小(電熱負荷不超過夏季供冷用電安裝容量的20%且單位建筑面積的總電熱安裝容量不超過20W/m2),允許采用夜間低谷電進行蓄熱。同樣,對于設置了集中供熱的建筑,其個別局部區域(例如:目前在一些南方地區,采用內、外區合一的變風量系統且加熱量非常低時——有時采用窗邊風機及低容量的電熱加熱、建筑屋頂的局部水箱間為了防凍需求等)有時需要加熱,如果為此單獨設置空調熱水系統可能難度較大或者條件受到限制或者投入非常高時,也允許局部采用。

          2 對于一些具有歷史保護意義的建筑,或者位于消防及環保有嚴格要求無法設置燃氣、燃油或燃煤區域的建筑,由于這些建筑通常規模都比較小,在迫不得已的情況下,也允許適當地采用電進行供熱,但應在征求消防、環保等部門的規定意見后才能進行設計。

          3 如果該建筑內本身設置了可再生能源發電系統(例如利用太陽能光伏發電、生物質能發電等),且發電量能夠滿足建筑本身的電熱供暖需求,不消耗市政電能時,為了充分利用其發電的能力,允許采用這部分電能直接用于供熱。

          4 在冬季無加濕用蒸汽源、但冬季室內相對濕度的要求較高且對加濕器的熱惰性有工藝要求(例如有較高恒溫恒濕要求的工藝性房間),或對空調加濕有一定的衛生要求(例如無菌病房等),不采用蒸汽無法實現濕度的精度要求或衛生要求時,才允許采用電極(或電熱)式蒸汽加濕器。而對于一般的舒適型空調來說,不應采用電能作為空氣加濕的能源。當房間因為工藝要求(例如高精度的珍品庫房等)對相對濕度精度要求較高時,通常宜設置末端再熱。為了提高系統的可靠性和可調性(同時這些房間可能也不允許末端帶水),可以適當的采用電為再熱的熱源。

    8.1.3 公共建筑群區域供冷系統應用條件。
        本條文規定了公共建筑群區域供冷系統的應用條件。區域供冷系統供冷半徑過長,必然導致輸送能耗增加,其耗電輸冷(熱)比應符合第8.5.12條規定的限值。
          1 通常,設備的容量越大,運行能效也越高,當系統較大時,“系統能源綜合利用率”比較好。對于區域內各建筑的逐時冷熱負荷曲線差異性較大、且各建筑同時使用率比較低的建筑群,采用區域供冷、供熱系統,自動控制系統合理時,集中冷熱共用系統的總裝機容量小于各建筑的裝機容量疊加值,可以節省設備投資和供冷、供熱的設備房面積。而專業化的集中管理方式,也可以提高系統能效。因此具有整個建筑群的安裝容量較低、綜合能效較好的特點,但是區域系統較大時,同樣也可能導致輸送能耗增加。因此采用區域供冷時,需要協調好兩者的關系。從定性來看,當需要集中空調的建筑容積率比較高時,集中供冷系統的缺點在一定程度上得到了緩解,而其優點得到了一定程度的體現。從目前公共建筑的經驗指標來看,對于除嚴寒地區外的大部分公共建筑來說,當需要集中空調的建筑容積率達到2.0以上時,其區域的“冷負荷密度”與建筑容積率為5~6的采用集中空調的單棟建筑是相當的。但是,對于嚴寒地區和夏熱冬冷地區,由于建筑的性質以及不同地點氣候的差異,有些建筑可能容積率很高但負荷密度并不大,因此,這些氣候區域在是否決定采用區域供冷時,還需要采用所建設區域的“冷負荷密度(w/m2)”來評價,這樣相當于同時設置了兩個應用條件來限制。從目前的設計過程來看,是否采用區域供冷系統,通常都是在最初的方案論證階段就需要決定的事。在方案階段,區域的“冷負荷密度”還很難得到詳細的數據,這時一般根據采用以前的一些經驗指標來估算。因此也要求在此階段對“冷負荷密度”的估算有比較高的準確性,設計人應在掌握充分的基礎資料前提下來進行,而不能隨意估算和確定。因此規定:使用區域供冷系統的建筑容積率在2.0以上,建筑設計綜合冷負荷密度不低于60W/m2。
        本條文提到的“設置集中空調系統的建筑的容積率”,其計算方法為:該區域所有設置集中空調系統的建筑的體積(地上部分)之和,與該區紅線內的規劃占地面積之比。
        本條文提到的“設計綜合冷負荷密度”,指的是:該區域設計狀態下的綜合冷負荷(即:區域供冷站的裝機容量,包括考慮了同時使用系數等因素),與該區域總建筑面積之比。

          2 實踐表明:區域供冷的能效是否合理,在很大程度上還取決于該區域的建筑(用戶)是否都能夠接受區域供冷的方式。如果區域供冷系統建造完成后實際用戶不多,那么很難發揮其優勢,反而會體現出能耗較大等不足。因此在此提出了相關的用戶要求。

          3 當區域內的建筑全年有較長的供冷季節性需求,且各建筑的需求比較一致時,采用區域供冷能夠提高設備和系統的使用率,有利于發揮區域供冷的優點。

          4 由于區域供冷系統的供冷站和區域管網的建設工程量大,作為整個區域建設規劃的一項重要工程,應在區域規劃設計階段予以考慮,因此,規劃中需要具備規劃建設區域供冷站及管網的條件。

    8.1.4 空調裝置或系統分散設置情況。
        這里提到的分散設置的空調裝置或系統,主要指的是分散獨立設置的蒸發冷卻方式或直接膨脹式空調系統(或機組)。直接膨脹式與蒸發冷卻式空調系統(或機組),在功能上存在一定的區別:直接膨脹式采用的是冷媒通過制冷循環而得到需要的空調冷、熱源或空調冷、熱風;而蒸發冷卻式則主要依靠天然的干燥冷空氣或天然的低溫冷水來得到需要的空調冷、熱源或空調冷、熱風,在這一過程中沒有制冷循環的過程。直接膨脹式又包括了風冷式和水冷式兩類(但不包括采用了集中冷卻塔的水環熱泵系統)。
        當建筑全年供冷需求的運行時間較少時,如果采用設置冷水機組的集中供冷空調系統,會出現全年集中供冷系統設備閑置時間長的情況,導致系統的經濟性較差;同理,如果建筑全年供暖需求的時間少,采用集中供暖系統也會出現類似情況。因此,如果集中供冷、供暖的經濟性不好,宜采用分散式空調系統。從目前情況看:建議可以以全年供冷運行季節時間3個月(非累積小時)和年供暖運行季節時間2個月,來作為上述的時間分界線。當然,在有條件時,還可以采用全年負荷計算與分析方法,或者通過供冷與供暖的“度日數”等方法,通過經濟分析來確定。
        分散設置的空調系統,雖然設備安裝容量下的能效比低于集中設置的冷(熱)水機組或供熱、換熱設備,但其使用靈活多變,可適應多種用途、小范圍的用戶需求。同時,由于它具有容易實現分戶計量的優點,能對行為節能起到促進作用。
        對于既有建筑增設空調系統時,如果設置集中空調系統,在機房、管道設置方面存在較大的困難時,分散設置空調系統也是一個比較好的選擇。

    8.1.5 集中空調系統的冷水機組臺數及單機制冷量要求。
        在大中型公共建筑中,或者對于全年供冷負荷需求變化幅度較大的建筑,冷水(熱泵)機組的臺數和容量的選擇,應根據冷(熱)負荷大小及變化規律而定,單臺機組制冷量的大小應合理搭配,當單機容量調節下限的制冷量大于建筑物的最小負荷時,可選1臺適合最小負荷的冷水機組,在最小負荷時開啟小型制冷系統滿足使用要求,這已在許多工程中取得很好的節能效果。如果每臺機組的裝機容量相同,此時也可以采用一臺變頻調速機組的方式。
        對于設計冷負荷大于528kW以上的公共建筑,機組設置不宜少于2臺,除可提高安全可靠性外,也可達到經濟運行的目的。因特殊原因僅能設置1臺時,應采用可靠性高,部分負荷能效高的機組。

    8.1.6 電動壓縮式機組制冷劑要求。
        大氣臭氧層消耗和全球氣候變暖是與空調制冷行業相關的兩項重大環保問題。單獨強調制冷劑的消耗臭氧層潛能值(ODP)或全球變暖潛能值(GWP)都是不全面與科學的。國標《制冷劑編號方法和安全性分類》GB/T 7778定義了制冷劑的環境指標。

    8.1.7 冷水機組的冷(熱)量修正。
        由于實際工程中的水質與機組標準工況所規定的水質可能存在區別,而結垢對機組性能的影響很大。因此,當實際使用的水質與標準工況下所規定的水質條件不一致時,應進行修正。一般來說,機組運行保養較好時(例如采用在線清潔等方式),水質條件較好,修正系數可以忽略;當設計時預計到機組的運行保養可能不及時或水質較差等不利因素時,宜對污垢系數進行適當的修正。
        溴化鋰吸收式機組由于運行管理等方面原因,有可能出現真空度不夠和腐蝕的情況,對產品的實際性能產生一定的影響,設計中需要予以考慮。

    8.1.8 空調冷熱水和冷卻水系統防超壓。強制性條文。
        保證設備在實際運行時的工作壓力不超過其額定工作壓力,是系統安全運行的必須要求。
        當由于建筑高度等原因,導致冷(熱)系統的工作壓力可能超過設備及管路附件的額定工作壓力時,采取的防超壓措施可能包括以下內容:當冷水機組進水口側承受的壓力大于所選冷水機組蒸發器的承壓能力時,可將水泵安裝在冷水機組蒸發器的出水口側,降低冷水機組的工作壓力;選擇承壓更高的設備和管路及部件;空調系統豎向分區?照{系統豎向分區也可采用分別設置高、低區冷熱源,高區采用換熱器間接連接的閉式循環水系統,超壓部分另設置自帶冷熱源的風冷設備等。
        當冷卻塔高度有可能使冷凝器、水泵及管路部件的工作壓力超過其承壓能力時,應采取的防超壓措施包括:降低冷卻塔的設置位置,選擇承壓更高的設備和管路及部件等。當僅冷卻塔集水盤或集水箱高度大于冷水機組進水口側承受的壓力大于所選冷水機組冷凝器的承壓能力時,可將水泵安裝在冷水機組的出水口側,減少冷水機組的工作壓力。當冷卻塔安裝位置較低時,冷卻水泵宜設置在冷凝器的進口側,以防止高差不足水泵負壓進水。

    8.2 電動壓縮式冷水機組

    8.2.1 水冷電動壓縮式冷水機組制冷量范圍劃分。
        本條對目前生產的水冷式冷水機組的單機制冷量做了大致的劃分,提供選型時參考。
          1 表中對幾種機型制冷范圍的劃分,主要是推薦采用較高性能參數的機組,以實現節能。
          2 螺桿式和離心式之間有制冷量相近的型號,可通過性能價格比,選擇合適的機型。
          3 往復式冷水機組因能效低已很少使用,故未列入本表。

    8.2.2 冷水機組總裝機容量確定要求。強制性條文。
        從實際情況來看,目前幾乎所有的舒適性集中空調建筑中,都不存在冷源的總供冷量不夠的問題,大部分情況下,所有安裝的冷水機組一年中同時滿負荷運行的時間沒有出現過,甚至一些工程所有機組同時運行的時間也很短或者沒有出現過。這說明相當多的制冷站房的冷水機組總裝機容量過大,實際上造成了投資浪費。同時,由于單臺機組裝機容量也同時增加,還導致了其在低負荷工況下運行,能效降低。因此,對設計的裝機容量做出了本條規定。
        目前大部分主流廠家的產品,都可以按照設計冷量的需求來提供冷水機組,但也有一些產品采用的是“系列化或規格化”生產。為了防止冷水機組的裝機容量選擇過大,本條對總容量進行了限制。
        對于一般的舒適性建筑而言,本條規定能夠滿足使用要求。對于某些特定的建筑必須設置備用冷水機組時(例如某些工藝要求必須24小時保證供冷的建筑等),其備用冷水機組的容量不統計在本條規定的裝機容量之中。
        值得注意的是:本條提到的比值不超過1.1,是一個限制值。設計人員不應理解為選擇設備時的“安全系數”。

    8.2.3 冷水機組制冷性能系數要求。
        冷水機組名義工況制冷性能系數(COP)是指在下表溫度條件下,機組以同一單位標準的制冷量除以總輸入電功率的比值。
        本條提出在機組選型時,除考慮滿負荷運行時性能系數外,還應考慮部分負荷時的性能系數。實踐證明,冷水機組滿負荷運行率相對較少,大部分時間是在部分負荷下運行。由于絕大部分項目采用多臺冷水機組,根據ARI Standard 550/590標準D2的敘述:“在多臺冷水機組系統中的各個單臺冷水機組是要比單臺冷水機組系統中的單臺冷水機組更接近高負荷運行”,故機組的高負荷下的COP具有代表意義。

    說明表7.jpg

    《公共建筑節能設計標準》GB 50189-2005第5.4.5條和5.4.6條分別對COP、IPLV進行了規定,第5.4.8條對單元式空調機最低性能系數進行了規定,本規范應符合其規定。有條件時,鼓勵使用《冷水機組能效限定值及能源效率等級》GB 19577規定的1、2級能效的機組。推薦使用比最低性能系數(CDP)提高1個能效等級的冷水機組。主要是考慮了國家的節能政策和我國產品現有水平,鼓勵國產機組盡快提高技術水平。
        IPLV應用過程中需注意以下問題:
          1 1PLV重點在于產品性能的評價和比較,應用時不宜直接采用IPLV對某個實際工程的機組全年能耗進行評價。機組能耗與機組的運行時間、機組負荷、機組能效三要素相關。在單臺機組承擔空調系統負荷前提下,單臺機組的IPLV高,其全年能耗不一定低。
          2 實際工程中采用多臺機組時,對于單臺機組來說,其全年的低負荷率及低負荷運行的時間是不一樣的。臺數越多,且采用群控方式運行時,其單臺的全年負荷率越高。故單臺冷水機組在各種機組負荷下運行時間百分比,與IPLV中各種機組負荷下運行時間百分比會存在較大的差距。
          3 各地區氣象條件差異較大,因此對不同的工程,需要結合建筑負荷和室外氣象條件進行分析。

    8.2.4 冷水機組電動機供電方式要求。
          1 大型項目需要大型或特大型冷水機組,因其電動機額定輸入功率較大,故運行電流較大,導致電纜或母排因截面較大不利于其接頭安裝。采用高壓電機,可以減小運行電流以及電纜和母排的銅損、鐵損。由于減少低壓變壓器的裝機容量,因此也減少了低壓變壓器的損耗和投資。但是高壓冷水機組價格較高,高壓電纜和母排的安全等級較高也會使相應投資的增加。

          2 本條提到的高壓,是指電壓在380V至10kY的供電方式。目前電動壓縮式冷水機組的電動機主要采用10kV、6kV和380V三種電壓。由于350kV和10kV是常見的外網供電電壓,若10kV外網供電,可直接采用10kV電機;若350kV外網供電,可采用兩種變壓器(350kV/10kV)和(350kV/6kV)。由于常見電壓為10kV,故采用1OkV電機較多。由于絕大多數空調設備(水泵、風機、空調末端等)是380V供電,因此需要大量的低壓變壓設備(10kV/380V)或(6kV/380V),380V的冷水機組的供電容量占空調系統的供電容量比例很小,可不設專用變壓器。但是高壓冷水機組價格高,高壓電纜和母排的安全等級高造成相應的投資增加,且380V的冷水機組技術成熟、價格低、運行管理方便、維修成本低,因此廣泛應用于運行電流較小的中、小型項目中。

          3 考慮到目前國內高壓冷水機組的電機型號少且存在多種壓縮機型號配一個高壓電機型號的現象,使得客觀上出現了最佳性價比的機組少,高能效機組少的情況;并且高壓冷水機組要求空調工操作管理高壓電器設備,并且電機的防護等級提高,因此運行管理水平要求較高。因此本規定主要是依據電力部門和強電設計師的要求,并結合目前已有的產品情況,對不同電機容量作了不同程度的要求。

    8.2.5 氨冷水機組要求。強制性條文。
        由于在制冷空調用制冷劑中,碳氟化合物對大氣臭氧層消耗或全球氣候變暖有不利的影響,因此多國科研人員加緊對“天然”制冷劑的研究。隨著氨制冷的工藝水平和研發技術不斷提高,氨制冷的應用項目和范圍將不斷擴大。因此本規范仍然保留了關于氨制冷方面的內容。
        由于氨本身為易燃易爆品,在民用建筑空調系統中應用時,需要引起高度的重視。因此本條文從應用的安全性方面提出了相關的要求。

     

    8.3 熱 泵

    8.3.1 空氣源熱泵機組選擇原則。
        《公共建筑節能設計標準》GB 50189-2005第5.4.5條對風冷熱泵COP限值進行了規定,本規范應符合其規定。
        本條提出選用空氣源熱泵冷(熱)水機組時應注意的問題:
          1 空氣源熱泵的單位制冷量的耗電量較水冷冷水機組大,價格也高,為降低投資成本和運行費用,應選用機組性能系數較高的產品,并應滿足國家現行《公共建筑節能設計標準》GB 50189的規定。此外,先進科學的融霜技術是機組冬季運行的可靠保證。機組在冬季制熱運行時,室外空氣側換熱盤管低于露點溫度時,換熱翅片上就會結霜,會大大降低機組運行效率,嚴重時無法運行,為此必須除霜。除霜的方法有很多,最佳的除霜控制應判斷正確,除霜時間短,融霜修正系數高。近年來各廠家為此都進行了研究,對于不同氣候條件采用不同的控制方法。設計選型時應對此進行了解,比較后確定。

          2 空氣源熱泵機組比較適合于不具備集中熱源的夏熱冬冷地區。對于冬季寒冷、潮濕的地區使用時必須考慮機組的經濟性和可靠性。室外溫度過低會降低機組制熱量;室外空氣過于潮濕使得融霜時間過長,同樣也會降低機組的有效制熱量,因此我們必須計算冬季設計狀態下機組的COP,當熱泵機組失去節能上的優勢時就不宜采用。這里對于性能上相對較有優勢的空氣源熱泵冷熱水機組的COP限定為2.00;對于規格較小、直接膨脹的單元式空調機組限定為1.80。

          3 空氣源熱泵的平衡點溫度是該機組的有效制熱量與建筑物耗熱量相等時的室外溫度。當這個溫度比建筑物的冬季室外計算溫度高時,就必須設置輔助熱源。
        空氣源熱泵機組在融霜時機組的供熱量就會受到影響,同時會影響到室內溫度的穩定度,因此在穩定度要求高的場合,同樣應設置輔助熱源。設置輔助熱源后,應注意防止冷凝溫度和蒸發溫度超出機組的使用范圍。輔助加熱裝置的容量應根據在冬季室外計算溫度情況下空氣源熱泵機組有效制熱量和建筑物耗熱量的差值確定。

          4 帶有熱回收功能的空氣源熱泵機組可以把原來排放到大氣中的熱量加以回收利用,提高了能源利用效率,因此對于有同時供冷、供熱要求的建筑應優先采用。

    8. 3.2 空氣源熱泵機組制熱量計算。
        空氣源熱泵機組的冬季制熱量會受到室外空氣溫度、濕度和機組本身的融霜性能的影響,在設計工況下的制熱量通常采用下式計算:

    說明公式34.jpg

    8.3.3 空氣源熱泵室外機或風冷制冷機組設置要求。
        本條提出的內容是空氣源熱泵或風冷制冷機組室外機設置時必須注意的幾個問題:
          1 空氣源熱泵機組的運行效率,很大程度上與室外機與大氣的換熱條件有關?紤]主導風向、風壓對機組的影響,機組布置時避免產生熱島效應,保證室外機進、排風的通暢,防止進、排風短路是布置室外機時的基本要求。當受位置條件等限制時,應創造條件,避免發生明顯的氣流短路;如設置排風帽,改變排風方向等方法,必要時可以借助于數值模擬方法輔助氣流組織設計。此外,控制進、排風的氣流速度也是有效地避免短路的一種方法;通常機組進風氣流速度宜控制在1.5 m/s~2.0 m/s,排風口的排氣速度不宜小于7m/s。

          2 室外機除了避免自身氣流短路外,還應避免其他外部含有熱量、腐蝕性物質及油污微粒等排放氣體的影響,如廚房油煙排氣和其他室外機的排風等。

          3 室外機運行會對周圍環境產生熱污染和噪聲影響,因此室外機應與周圍建筑物保持一定的距離,以保證熱量有效擴散和噪聲自然衰減。對周圍建筑物產生噪聲干擾,應符合國家現行標準《聲環境質量標準》GB 3096的要求。

          4 保持室外機換熱器清潔可以保證其高效運行,很有必要為室外機創造清掃條件。

    8.3.4 地埋管地源熱泵系統設計基本要求。部分強制性條文。
          1 采用地埋管地源熱泵系統首先應根據工程場地條件、地質勘察結果,評估埋地管換熱系統實施的可行性與經濟性。

          2 利用巖土熱響應試驗進行地埋管換熱器設計,是將巖土綜合熱物性參數、巖土初始平均溫度和空調冷熱負荷輸入專業軟件,在夏季工況和冬季工況運行條件下進行動態耦合計算,通過控制地埋管換熱器夏季運行期間出口最高溫度和冬季運行期間進口最低溫度,進行地埋管換熱器設計。

          3 采用地埋管地源熱泵系統,埋管換熱系統是成敗的關鍵。這種系統的計算與設計較為復雜,地埋管的埋管形式、數量、規格等必須根據系統的換熱量、埋管占地面積、巖土體的熱物理特性、地下巖土分布情況、機組性能等多種因素確定。

          4 地源熱泵地埋管系統的全年總釋熱量和總吸熱量(單位:kWh)應基本平衡。對于地下水徑流流速較小的地埋管區域,在計算周期內,地源熱泵系統總釋熱量和總吸熱量應平衡。兩者相差不大指兩者的比值在0.8~1.25之間。對于地下水徑流流速較大的地埋管區域,地源熱泵系統總釋熱量和總吸熱量可以通過地下水流動(帶走或獲取熱量)取得平衡。地下水的徑流流速的大小區分原則:1個月內,地下水的流動距離超過沿流動方向的地埋管布置區域的長度為較大流速;反之為較小流速。

          5 地埋管系統全年總釋熱量和總吸熱量的平衡,是確保土壤全年熱平衡的關鍵要求。地源熱泵地埋管系統的設計,決定系統實時供冷量(或供熱量)的關鍵技術之一在于地埋管與土壤的換熱能力。因此,應分別計算夏季設計冷負荷與冬季設計熱負荷情況下對地埋管長度的要求。
           1)當地埋管系統的全年總釋熱量和總吸熱量平衡(或基本平衡)時,就一般的設計原則而言,可以按照該系統作為建筑唯一的冷、熱源來考慮,如果這時按照供冷和供熱工況分別計算出的地埋管長度相同,說明系統夏季最大供冷量和冬季最大供熱量剛好分別能夠與建筑的夏季的設計冷負荷和冬季的設計熱負荷相一致,則是最理想的;但由于不同的地區氣候條件以及建筑的性質不同,大多數建筑無法做到這一點。因此,在此種情況下,應該按照供冷和供熱工況分別計算出的兩個地埋管長度中的較大者采用,才能保證系統作為唯一的冷、熱源而滿足全年的要求。
           2)當地埋管系統的總釋熱量和總吸熱量無法平衡時,不能將該系統作為建筑唯一的冷、熱源(否則土壤年平均溫度將發生變化),而應該設置相應的輔助冷源或熱源。在這種情況下,如果還按照上述計算的地埋管長度的較大者來選擇,顯然是沒有必要的,只是一種浪費。因此這時宜按照上述計算的地埋管長度的較小者來作為設計長度。舉例說明:如果是供冷工況下的計算長度較小,則說明需要增加輔助熱源來保證供熱工況下的需求;反之則增加冷卻塔等設備將一部分熱量排至大氣之中而減少對土壤的排熱。當然,還可采用其他冷熱源與地源熱泵系統聯合運行的方法解決,通過檢測地下土壤溫度,調整運行策略,保證整個冷熱源系統全年高效率運行。地源熱泵系統與其他常規能源系統聯合運行,也可以減少系統造價和占地面積,其他系統主要用于調峰。

          6 對于冬季有可能發生管道凍結的場所,需要采取合理的防凍措施,例如采用乙二醇溶液等。

    8.3.5 地下水地源熱泵系統設計要求。部分強制性條文。
        本條針對采用地下水地源熱泵系統時提出的基本要求:
          1 地下水使用應征得當地水資源管理部門的同意。必須通過工程現場的水文地質勘察、試驗資料,獲取地下水資源詳細數據,包括連續供水量、水溫、地下水徑流方向、分層水質、滲透系數等參數。有了這些資料才能判定地下水的可用性。
        水源熱泵機組的正常運行對地下水的水質有一定的要求。為滿足水質要求可采用具有針對性的處理方法,如采用除砂器、除垢器、除鐵處理等。正確的水處理手段是保證系統正常運行的前提,不容忽視。

          2 采用變流量設計是為了盡量減少地下水的用量和減少輸送動力消耗。但要注意的是:當地下水采用直接進入機組的方式時,應滿足機組對最小水量的限制要求和最小水量變化速率的要求,這一點與冷水機組變流量系統的要求相同。

          3 地下水直接進入機組還是通過換熱器后間接進入機組,需要根據多種因素確定:水質、水溫和維護的方便性。水質好的地下水宜直接進入機組,反之采用間接方法;維護簡單工作量不大時采用直接方法;地下水直接進入機組有利于提高機組效率。因此設計人員可通過技術經濟分析后確定。

          4 強制性條款:為了保護寶貴的地下水資源,要求采用地下水全部回灌到同一含水層,并不得對地下水資源造成污染。為了保證不污染地下水,應采用封閉式地下水采集、回灌系統。在整個地下水的使用過程中,不得設置敞開式的水池、水箱等作為地下水的蓄存裝置。

    8.3.6 江河湖水源地源熱泵系統設計基本要求。
          1 水源熱泵機組采用地表水作為熱源時,應對地表水體資源進行環境影響評估,以防止水體的溫度變化過大而破壞生態平衡。一般情況下,水體的溫度變化應限制在周平均最大溫升不大于1℃,周平均最大溫降不大于2℃的范圍內。此外,地表水是一種資源,水資源利用必須獲得各有關部門的批準,如水務部門和航運主管部門等。

          2 由于江河的豐水、枯水季節水位變化較大,過大的水位差除了造成取水困難外,輸送動力的增加也是不可小視,所以要進行技術經濟比較后確定是否采用。

          3 熱泵機組與地表水水體的換熱方式有閉式與開式兩種:
        當地表水體環境保護要求高,或水質復雜且水體面積較大、水位較深,熱泵機組分散布置且數量眾多(例如采用單元式空調機組)時,宜通過沉于地表水下的換熱器與地表水進行熱交換,采用閉式地表水換熱系統。當換熱量較大,換熱器的布置影響到水體的正常使用時不宜采用閉式地表水換熱系統。
        當地表水體水質較好,或水體深度、溫度等條件不適宜于采用閉式地表水換熱系統時,宜采用開式地表水換熱系統。直接從水體抽水和排水。開式系統應注意過濾、清洗、滅藻等問題。

          4 為了避免取水與排水短路,開式地表水換熱系統的取水口應選擇水位較深、水質較好的位置且遠離排水口,同時根據具體情況確定取水口與排水口的距離。當采用具有較好流動性的江、河水時,取水口應位于排水口的上游;如果采用平時流動性較差甚至不流動的水庫、湖水時,取水口與排水口的距離應較大。為了保證熱泵機組和系統的高效運行,地表水進入機組之前應采取相應的水處理措施;但需要注意的是:為了防止對地表水的污染,水處理措施應采用“非化學”方式,并符合環境的要求(例如環評報告等)。

          6 防凍措施與8.3.4條相同。

    8.3.7 海水源地源熱泵系統設計要求。
        海水源地源熱泵系統,本質上屬于地表水的范疇,因此對其的設計要求可以參照8.3.6條及其條文說明。但因為海水的特殊性,本規范在此專門提出了要求:
          1 海水有一定的腐蝕性,沿海區域一般不宜采用地下水地源熱泵,以防止海水侵蝕陸地、地層沉降及建筑物地基下沉等;開式系統應控制使用后的海水溫度指標和含氯濃度,以免影響海洋生態環境;此外還需要考慮到設備與管道的耐腐蝕問題。

          3 海水由于潮汐的影響,會對系統產生一定的水流應力。

          4 接觸海水的管道和設備容易附著海洋生物,對海水的輸送和利用有一定影響。
        為了防止由于水處理造成對海水的污染,對海水進行過濾、殺菌等水處理措施時,應采用物理方法。

          5 防凍措施與8.3.4條相同。

    8.3.8 污水源地源熱泵系統設計要求。
        同海水源地源熱泵系統或地表水地源熱泵系統一樣,污水源地源熱泵系統的設計在滿足相關規定的同時,還要注意其特殊性——對污水的性質和水質處理要求的不同,會導致系統設計上存在一定的區別。

    8.3.9 水環熱泵空調系統設計要求。
          1 水環熱泵的水溫范圍是根據目前的產品要求、冷卻塔能力和系統設計中的相關情況來綜合提出的。設計時,應注意采用合理的控制方式來保持水溫。

          2 水環熱泵的循環水系統是構成整個系統的基礎。由于熱泵機組換熱器對循環水的水質要求較高,適合采用閉式系統。如果采用開式冷卻塔,最好也設置中間換熱器使循環水系統構成閉式系統。需要注意的是:設置換熱器之后會導致夏季冷卻水溫偏高,因此對冷卻水系統(包括冷卻塔)的能力,熱泵的適應性以及實際運行工況,都應進行校核計算。當然,如果經過開式冷卻塔后的冷卻水水質能夠得到保證,也可以直接將其送至水環熱泵機組之中,這樣可以提高整個系統的運行效率——需要提醒注意的是:如果開式冷卻塔的安裝高度低于水環熱泵機組的安裝高度,則應設置中間換熱器,否則高處的熱泵機組會“倒空”。

          3 當冬季的熱負荷較大時,需要設置輔助熱源。輔助熱源的選擇原則應符合本規范8.1.1條規定。在計算輔助熱源的安裝容量時,應考慮到系統內各種發熱源(例如熱泵機組的制冷電耗、空調內區冷負荷等等)。

          4 從保護熱泵機組的角度來說,機組的循環水流量不應實時改變。當建筑規模較小(設計冷負荷不超過527kW)時,循環水系統可直接采用定流量系統。對于建筑規模較大時,為了節省水泵的能耗,循環水系統宜采用變流量系統。為了保證變流量系統中機組定流量的要求,機組的循環水管道上應設置與機組啟停連鎖控制的開關式電動閥;電動閥應先于機組打開,后于機組關閉。

          5 水環熱泵機組目前有兩種方式:整體式和分體式。在整體式中,由于壓縮機隨機組設置在室內,因此需要關注室內或使用地點的噪聲問題。

    8.4 溴化鋰吸收式機組

    8.4.1 吸收式冷水機組采用熱能順序要求。
        本條規定了吸收式冷水機組采用熱能作為制冷的能源時,采用熱能的優先順序。其中第1、2款與本章的8.1節一般規定是一致的。第1款包括的熱源有:煙氣、蒸汽、熱水等熱媒。
        直接采用礦物質能源時,則應綜合考慮當地的能源供應情況、能耗價格、使用的靈活性和方便性等情況。

    8.4.2 溴化鋰吸收式機組的機型選擇要求。
          1 根據吸收式冷水機組的性能,通常當熱源溫度比較高時,宜采用雙效機組。由于廢熱、可再生能源及生物質能的能源品位相對較低;對于城市熱網,在夏季制冷工況下,熱網溫度通常較低,有時無法采用雙效機組。當采用鍋爐燃燒供熱時,為了提高冷水機組的性能,應提高供熱熱源的溫度,因此不應采用單效式機組。

          2 各類機組所對應的熱源參數如下表所示:

    說明表8.jpg

    8.4.3 直燃式機組選擇要求。
          1 直燃式機組的額定供熱量一般為額定供冷量的70%~80%,這是一個標準配置,也是較經濟合理的配置,在設計時盡可能按照標準型機組來選擇。同時,設計時要分別按照供冷工況和供熱工況來預選直燃機。從提高經濟性和節能的角度來看,如果供冷、供熱兩種工況下選擇的機型規格相差較大時,宜按照機型較小者來配置,并增加輔助的冷源或熱源裝置——見本條第2、3款。

          2 對于我國北方地區的某些建筑,從數值上冬季供熱負荷可能不小于夏季供冷負荷(或者是供熱負荷與供冷負荷的比值大于0.8)。當按照夏季冷負荷選型時,如果采用加大機組的型號來滿足供熱的要求,在投資、機組效率等方面都受到一定的影響,因此現行的一些工程采用了機組型號不加大而直接加大高壓發生器和燃燒器的方式。這種方式雖然可行,但仍然存在高、低壓發生器的匹配一定程度上影響機組運行效率的問題,因此對此進行限制。當超過本條規定的限制時,北方地區應采用“直燃機組+輔助鍋爐房”的方案。

          3 對于我國南方地區的某些建筑,情況可能與本條文說明中的第2條相反。從能源利用的合理性來看,宜采用“直燃機組+輔助電制冷”的方案。

    8.4.4 溴化鋰吸收式三用直燃機選型要求。
        《公共建筑節能設計標準》GB 50189-2005表5.4.9對吸收式機組的性能參數限值進行了規定,本規范應符合其要求。三用機可以有以下幾種用途:
          1 夏季:單供冷、供冷及供生活熱水;
          2 春秋季:供生活熱水;
          3 冬季:單供暖、供暖及供生活熱水。
        盡管三用機由于多種用途而受到業主歡迎,但由于在設計選型中存在的一些問題,致使在實際工程使用中出現不盡如人意之處。主要原因是:
          1 對供冷(溫)和生活熱水未進行日負荷分析與平衡,由于機組能量不足,造成不能同時滿足各方面的要求;
          2 未進行各季節的使用分析,造成不經濟、不合理運行、效率低、能耗大;
          3 在供冷(溫)及生活熱水系統內未設必要的控制與調節裝置,無法優化管理,系統無法運行成本提高。
        直燃機價格昂貴,尤其是三用機,要搞好合理匹配,系統控制,提高能源利用率是設計選型的關鍵,因此不能隨意和不加分析地采用。當難以滿足生活熱水供應要求又影響供冷(溫)質量時,應另設專用熱水機組提供生活熱水。

    8.4.5 四管制和分區兩管制空調系統使用直燃式機組要求。
        四管制和分區兩管制空調系統主要適用于有同時供冷、供熱需求的建筑物。由于建筑中冷、熱負荷及其比例隨時間變化較大,直燃式機組很難在任何時刻同時滿足冷、熱負荷的變化要求。因此,一般情況下不宜將它作為四管制和分區兩管制空調系統唯一采用的冷、熱源裝置。

    8.4.6 吸附式冷水機組制冷使用條件。
        吸附式冷水機組的特點是能夠利用低溫熱水進行制冷,因此其比較適合于具有低位熱源的場所。由于其制冷COP比較低(大約為0.5),在有高溫熱源的場所不宜采用。同時,由于目前吸附式冷水機組的型號較少且單臺機組的制冷量有限,因此不宜用于大、中型空調系統之中。

    8.4.7 直燃型機組的儲油、供油、燃氣系統的設計要求。
        直燃型溴化鋰吸收式冷(溫)水機組儲油、供油、燃氣供應及煙道的設計,應符合國家現行《鍋爐房設計規范》GB 50041、《高層民用建筑設計防火規范》GB 50045、《建筑設計防火規范》GB 50016、《城鎮燃氣設計規范》GB 50028、《工業企業煤氣安全規程》GB 6222等規范和標準的要求。

     

    8.5 空調冷熱水及冷凝水系統

    8.5.1 空調冷熱水參數確定原則。
        空調冷熱水參數應保證技術可靠、經濟合理,本條中數值適用于以水為冷熱媒對空氣進行冷卻或加熱處理的一般建筑的空調系統,有特殊工藝要求的情況除外。
          1 冷水機組直接供冷系統的冷水供水溫度低于5℃時,會導致冷水機組運行工況相對較差且穩定性不夠。對于空調系統來說,大溫差設計可減小水泵耗電量和管網管徑,因此規定了空調冷水和熱水系統溫差不得小于一般末端設備名義工況要求的5℃。但當采用大溫差,如果要求末端設備空調冷水的平均水溫基本不變時,冷水機組的出水溫度則需降低,使冷水機組性能系數有所下降;當空調冷水或熱水采用大溫差時,還應校核流量減少對采用定型盤管的末端設備(如風機盤管等)傳熱系數和傳熱量的影響,必要時需增大末端設備規格,就目前的風機盤管產品來看,其冷水供回水在5℃/13℃時的供冷能力,與7℃/12℃冷水的供冷能力基本相同。所以應綜合考慮節能和投資因素確定溫差數值。

          2 采用蓄冷裝置的供冷系統,供水溫度和供回水溫差與蓄冷介質和蓄冷、取冷方式等有關,應符合本規范第8.7.6條和第8.7.7條規定,供水溫度范圍可參考其條文說明。

          3 溫濕度獨立控制系統,是近年來出現的系統形式。規定其供水溫度不宜低于16℃是為了防止房間結露。同時,根據現有的末端設備和冷水機組的產品情況,采用5℃的溫差,在大多數情況下是可以做到的。

          4 采用蒸發冷卻或天然冷源制取空調冷水時,在一些地區做到5℃的水溫差存在一定的困難,因此,提出了比冷水機組略為小一些的溫差(4℃)。根據對空調系統的綜合能耗的研究,4℃的冷水溫差對于供水溫度16℃~18℃的冷水系統并采用現有的末端產品,能夠滿足要求和得到能耗的均衡。當然,針對專門開發的一些干工況末端設備,以及某些露點溫度較低而能夠通過蒸發冷卻得到更低水溫(例如12℃~14℃)的地區而言,設計人員可以將上述冷水溫差進一步加大。

          5 采用輻射供冷末端設備的系統既包括溫濕度獨立控制系統也包括蒸發冷卻系統。研究表明:對于輻射供冷的末端設備來說,較大的溫差不容易做到(否則單位面積的供冷量不夠),因此對此部分末端設備所組成的系統,放寬了對冷水溫差的要求。

          6 市政熱力或鍋爐產生的熱水溫度一般較高(80℃以上),可以將二次空調熱水加熱到末端空氣處理設備的名義工況水溫60℃,同時考慮到降低供水溫度有利于降低對一次熱源的要求,因此推薦供水溫度為50℃~60℃。但對于采用豎向分區且設置了中間換熱器的超高層建筑,由于需要考慮換熱后的水溫要求,可以提高到65℃,因此需要設計人根據具體情況來提出需求的供水溫度。對于嚴寒地區的預熱盤管,為了防止盤管凍結,要求供水溫度應相應提高。由于目前大多數盤管采用的是銅管串鋁片方式,因此水溫過高時要注意盤管的熱脹冷縮問題。
        對于熱水供回水溫差的問題,盡管目前的一些設備(例如風機盤管)都是以10℃溫差來標注其標準供暖工況的,但通過理論分析和多年的實際工程運行情況表明:對于嚴寒和寒冷地區來說適當加大熱水供回水溫差,現有的末端設備是能夠滿足使用要求的(并不需要加大型號);對于夏熱冬冷地區而言,采用10℃溫差即使對于兩管制水系統來說也不會導致末端設備的控制出現問題。而適當的加大溫差有利于節省輸送能耗。并考慮到與《公共建筑節能設計標準》GB 50189的協調,因此對熱水的供回水溫差做出了相應的規定。

          7 采用直燃式冷(溫)水機組、空氣源熱泵、地源熱泵等作為熱源時,產水溫度一般較低,供回水溫差也不可能太大,因此不做規定,按設備能力確定。

          8 區域供冷可根據不同供冷形式選擇不同的供回水溫差。

    8.5.2 閉式與開式空調水系統的選擇。
        規定除特殊情況外,應采用閉式循環水系統(其中包括開式膨脹水箱定壓的系統),是因為閉式系統水泵揚程只需克服管網阻力,相對節能和節省一次投資。
        間接和直接蒸發冷卻器串聯設置的蒸發冷卻冷水機組,其空氣—水直接接觸的開式換熱塔(直接蒸發冷卻器),進塔水管和底盤之間的水提升高差很小,因此也不做限制。
        采用水蓄冷(熱)的系統當水池設計水位高于水系統的最高點時,可以采用直接供冷供熱的系統(實際上也是閉式系統,不存在增加水泵能耗的問題)。當水池設計水位低于水系統的最高點時,應設置熱交換設備,使空調水系統成為閉式系統。

    8.5.3 空調水管路系統制式選擇。
          1 建筑物內存在需全年供冷的區域時(不僅限于內區),這些區域在非供冷季首先應該直接采用室外新風做冷源,例如全空氣系統增大新風比、獨立新風系統增大新風量。只有在新風冷源不能滿足供冷量需求時,才需要在供熱季設置為全年供冷區域單獨供冷水的管路,即分區兩管制系統。因此僅給出內外區集中送新風的風機盤管加新風的分區兩管制水系統的系統形式,見圖4。

          2 對于一般工程,如僅在理論上存在一些內區,但實際使用時發熱量常比夏季采用的設計數值小且不長時間存在、或這些區域面積或總冷負荷很小、冷源設備無法為之單獨開啟,或這些區域冬季即使短時溫度較高也不影響使用,如為之采用相對復雜投資較高的分區兩管制系統,工程中常出現不能正常使用,甚至在冷負荷小于熱負荷時房間溫度過低而無供熱手段的情況。因此工程中應考慮建筑物是否真正存在面積和冷負荷較大的需全年供應冷水的區域,確定最經濟和滿足要求的空調管路制式。

    說明圖4.jpg

    8.5.4 集中空調冷水系統選擇原則。
          1 定流量一級泵系統簡單,不設置水路控制閥時一次投資最低。其特點是運行過程中各末端用戶的總阻力系數不變,因而其通過的總流量不變(無論是末端不設置水路兩通自動控制閥還是設置三通自動控制閥),使得整個水系統不具有實時變化設計流量的功能,當整個建筑處于低負荷時,只能通過冷水機組的自身冷量調節來實現供冷量的改變,而無法根據不同的末端冷量需求來做到總流量的按需供應。當這樣的系統設置有多臺水泵時,如果空調末端裝置不設水路電動閥或設置電動三通閥,僅運行一臺水泵時,系統總流量減少很多,但仍按比例流過各末端設備(或三通閥的旁路),由于各末端設備負荷的減少與機組總負荷的減少并不是同步的,因而會造成供(熱)需求較大的設備供冷(熱)量不滿足要求,而供冷(熱)需求較小的設備供冷(熱)量過大。同時由于水泵運行臺數減少、盡管總水量減小,但無電動兩通閥的系統其管網曲線基本不發生變化,運行的水泵還有可能發生單臺超負荷情況(嚴重時甚至出現事故)。因此,該系統限制只能用于1臺冷水機組和水泵的小型工程。

          2 變流量一級泵系統包括冷水機組定流量、冷水機組變流量兩種形式。冷水機組定流量、負荷側變流量的一級泵系統,形式簡單,通過末端用戶設置的兩通閥自動控制各末端的冷水量需求,同時,系統的運行水量也處于實時變化之中,在一般情況下均能較好地滿足要求,是目前應用最廣泛、最成熟的系統形式。當系統作用半徑較大或水流阻力較高時,循環水泵的裝機容量較大,由于水泵為定流量運行,使得冷水機組的進出水溫差隨著負荷的降低而減少,不利于在運行過程中水泵的運行節能,因此一般適用于最遠環路總長度在500m之內的中小型工程。
        隨著冷水機組制冷效率的提高,循環水泵能耗所占比例上升,尤其是單臺冷水機組所需流量較大時或系統阻力較大時,冷水機組變流量運行水泵的節能潛力較大。但該系統涉及冷水機組允許變化范圍,減少水量對冷機性能系數的影響,對設備、控制方案和運行管理等的特殊要求等;因此應“經技術和經濟比較”,指與其他系統相比,節能潛力較大,并確有技術保障的前提下,可以作為供選擇的節能方案。
        系統設計時,以下兩個方面應重點考慮:
           1)冷水機組對變水量的適應性:重點考慮冷水機組允許的變水量范圍和允許的水量變化速率;
           2)設備控制方式:需要考慮冷水機組的容量調節和水泵變速運行之間的關系,以及所采用的控制參數和控制邏輯。

          3 二級泵系統的選擇設計
           1)機房內冷源側阻力變化不大,因此系統設計水流阻力較高的原因,大多是由于系統的作用半徑造成的,因此系統阻力是推薦采用二級泵或多級泵系統的條件,且為充要條件。當空調系統負荷變化很大時,首先應通過合理設置冷水機組的臺數和規格解決小負荷運行問題,僅用靠增加負荷側的二級泵臺數無法解決根本問題,因此“負荷變化大”不列入采用二級泵或多級泵的條件。
           2)各區域水溫一致且阻力接近時完全可以合用一組二級泵,多臺水泵根據末端流量需要進行臺數和變速調節,大大增加了流量調解范圍和各水泵的互為備用性。且各區域末端的水路電動閥自動控制水量和通斷,即使停止運行或關閉檢修也不會影響其他區域。以往工程中,當各區域水溫一致且阻力接近,僅使用時間等特性不同,也常按區域分別設置二級泵,帶來如下問題:①水泵設置總臺數多于合用系統,有的區域流量過小采用一臺水泵還需設置備用泵,增加投資;②各區域水泵不能互為備用,安全性差;③各區域最小負荷小于系統總最小負荷,各區域水泵臺數不可能過多,每個區域泵的流量調節范圍減少,使某些區域在小負荷時流量過大、溫差過小、不利于節能。
           3)當系統各環路阻力相差較大時,如果分區分環路按阻力大小設置和選擇二級泵,有可能比設置一組二級泵更節能。阻力相差“較大”的界限推薦值可采用0.05MPa,通常這一差值會使得水泵所配電機容量規格變化一檔。
           4)工程中常有空調冷熱水的一些系統與冷熱源供水溫度的水溫或溫差要求不同,又不單獨設置冷熱源的情況?梢圆捎迷僭O換熱器的間接系統,也可以采用設置二級混水泵和混水閥旁通調節水溫的直接串聯系統。后者相對于前者有不增加換熱器的投資和運行阻力,不需再設置一套補水定壓膨脹設施的優點。因此增加了當各環路水溫要求不一致時按系統分設二級泵的推薦條件。

          4 對于冷水機組集中設置且各單體建筑用戶分散的區域供冷等大規?照{冷水系統,當輸送距離較遠且各用戶管路阻力相差非常懸殊的情況下,即使采用二級泵系統,也可能導致二級泵的揚程很高,運行能耗的節省受到限制。這種情況下,在冷源側設置定流量運行的一級泵、為共用輸配干管設置變流量運行的二級泵、各用戶或用戶內的各系統分別設置變流量運行的三級泵或四級泵的多級泵系統,可使得二級泵的設計揚程降低,也有利于單體建筑的運行調節。如用戶所需水溫或溫差與冷源水溫不同,還可通過三級(或四級)泵和混水閥滿足要求。

    8.5.5 采用換熱器的空調水系統。
          1 一般換熱器不需要定流量運行,因此推薦在換熱器二次水側的二次循環泵采用變速調節的節能措施。

          2 按區域分別設置換熱器和二次泵的系統規模界限和優缺點參見8.5.4條文說明。

    8.5.6 空調水系統自控閥門的設置。
          1 多臺冷水機組和循環水泵之間宜采用一對一的管道連接方式,見8.5.13條及其條文說明。當冷水機組與冷水循環泵之間采取一對一連接有困難時,常采用共用集管的連接方式,當一些冷水機組和對應冷水泵停機,應自動隔斷停止運行的冷水機組的冷水通路,以免流經運行的冷水機組流量不足。

          2 空調末端裝置應設置溫度控制的電動兩通閥(包括開關控制和連續調節閥門),才能使得系統實時改變流量,使水量按需供應。

    8.5.7 定流量一級泵系統空調末端控制要求。
        為了保證空調區域的冷量按需供應,宜對區域空氣溫度進行自動控制,以防止房間過冷和浪費能源。通常的控制方式包括:①末端設置分流式三通調節閥,由房間溫度自動控制通過末端裝置和旁流支路的流量比例來實現;②對于風機盤管等設備,采用房間溫度自動控制風機啟停(或者自動控制風機轉速)的方式。對于一些特別小型且系統中只設置了一臺冷水機組的工程,如果對自動控制方式的投資有較大限制的話,至少也應設置調節性能較好的手動閥(最低要求)。

    8.5.8 變流量一級泵系統采用冷水機組定流量方式的空調水系
    統設計要求。
        當冷水機組采用定流量方式時,為保證流經冷水機組蒸發器的流量恒定,設置電動旁通調節閥,是一個通常的成熟做法。電動旁通閥口徑的選擇應按照本規范9.2.5條的規定并通過計算閥門的流通能力(也稱為流量系數)來確定,但由于在實際工程中經常發現旁通閥選擇過大的情況(有的設計圖甚至按照水泵或冷水機組的接管來選擇閥門口徑),這里對旁通閥的設計流量(即閥門全開時的最大流量)做出了規定。
        對于設置多臺相同容量冷水機組的系統而言,旁通閥的設計流量就是—臺冷水機組的流量,這樣可以保證多臺冷水機組在減少運行臺數之前,各臺機組都能夠定流量運行(本系統的設計思路)。
        對于設置冷水機組大小搭配的系統來說,從目前的情況看,多臺運行的時間段內,通常是大機組在聯合運行(這時小機組停止運行的情況比較多),因此旁通閥的設計流量按照大機組的流量來確定與上述的原則是一致的。即使在大小搭配運行的過程中,按照大容量機組的流量來確定可能無法兼則小容量機組的情況,但從冷水機組定流量運行的安全要求這一原則出發,這樣的選擇也是相對安全的。當然,如果要兼顧小容量機組的運行情況(無論是大小搭配還是小容量機組可能在低負荷時單獨運行),也可以采用大小口徑搭配(并聯連接)的“旁通閥組”來解決。但這一方法在控制方式上更為復雜一些。

    8.5.9 變流量一級泵系統采用冷水機組變流量方式的空調水系統設計要求。
          1 水泵采用變速控制模式,其被控參數應經過詳細的分析后確定,包括:采用供回水壓差、供回水溫差、流量、冷量以及這些參數的組合等控制方式。

          2 水泵采用變速調節時,已經能夠在很長的運行時段內穩定地控制相關的參數(如壓差等)。但是,當系統用戶所需的總流量低至單臺最大冷水機組允許的最小流量時,水泵轉數不能再降低,實際上已經與“機組定流量、負荷側變流量”的系統原理相同。為了保證在冷水機組達到最小運行流量時還能夠安全可靠的運行,供回水總管之間還應設置最大流量為單臺冷水機組最小允許流量的旁通調節閥,此時系統的控制和運行方式與冷水機組定流量方式類似。流量下限一般不低于機組額定流量的50%,或根據設備的安全性能要求來確定。當機組大小搭配時,由于機組的規格不同(甚至類型不同,如:離心機與螺桿機搭配),也有可能出現小容量機組的最小允許流量大于大容量機組允許最小流量的情況,因此要求此時旁通閥的最大設計流量為各臺冷水機組允許的最小流量中的“最大值”。

          3 指出了確定變流量運行的冷水機組最大和最小流量的考慮因素。

          4 對適應變流量運行的冷水機組應具有的性能提出了要求。允許水流量變化范圍大的冷水機組的流量變化范圍舉例:離心式機組宜為額定流量的30%~130%,螺桿式機組宜為額定流量的40%~120%;從安全角度來講,適應冷水流量快速變化的冷水機組能承受每分鐘30%~50%的流量變化率,從對供水溫度的影響角度來講,機組允許的每分鐘流量變化率不低于10%(具體產品有一定區別);流量變化會影響到機組供水溫度,因此機組還應有相應的控制功能。本處所提到的額定流量指的是供回水溫差為5℃時的流量。

          5 多臺冷水機組并聯時,如果各臺機組的蒸發器水壓降相差過大,由于系統的不平衡,流經阻力較大機組的實際流量將會比設計流量減少,對于采用冷水機組變流量方式的一級泵系統,有可能減少至機組允許的最小流量以下,因此強調應選擇在設計流量下蒸發器水壓降相同或接近的冷水機組。

    8.5.10 二級泵和多級泵空調水系統的設計。
          1 本條所提到的“平衡管”,有的資料中也稱為“盈虧管”、“耦合管”。在一些中、小型工程中,也有的采用了“耦合罐”形式,其工作原理都是相同的,這里統稱為“平衡管”。
        一、二級泵之間的平衡管兩側接管端點,即為一級泵和二級泵負擔管網阻力的分界點。在二級泵系統設計中,平衡管兩端之間的壓力平衡是非常重要的。目前一些二級泵系統,存在運行不良的情況,特別是平衡管發生水“倒流”(即:空調系統的回水直接從平衡管旁通后進入了供水管)的情況比較普遍,導致冷水系統供水溫度逐漸升高、末端無法滿足要求而不斷要求加大二級泵轉速的“惡性循環”情況的發生,其原因就是二級泵選擇揚程過大造成的。因此設計二級泵系統時,應進行詳細的水力計算。
        當分區域設置的二級泵采用分布式布置時(見本條第3款條文說明),如平衡管遠離機房設在各區域內,定流量運行的一級泵則需負擔外網阻力,并按最不利區域所需壓力配置,功率很大,較近各區域平衡管前的一級泵多余資用壓頭需用閥門調節克服,或通過平衡管旁通,不符合節能原則。因此推薦平衡管位置應在冷源機房內。
        一級泵和二級泵流量在設計工況完全匹配時,平衡管內無水量通過即接管點之間無壓差。當一級泵和二級泵的流量調節不完全同步時,平衡管內有水通過,使一級泵和二級泵保持在設計工況流量以保證冷水機組蒸發器的流量恒定,同時二級泵根據負荷側的需求運行。在旁通管內有水流過時,也應盡量減小旁通管阻力,因此管徑應盡可能加大。
        二級泵與三級泵之間也有流量調節可能不同步的問題,但沒有保證蒸發器流量恒定問題。如二級泵與三級泵之間設置平衡管,當各三級泵用戶遠近不同、且二級泵按最不利用戶配置時,近端用戶需設置節流裝置克服較大的剩余資用壓頭,或多于流量通過平衡管旁通。當系統控制精度要求不高時如不設置平衡管,近端用戶三級泵可以利用二級泵提供的資用壓頭,對節能有利。因此,二級泵與三級泵之間沒有規定必須設置平衡管。但當各級泵之間要求流量平衡控制較嚴格時,應設置平衡管;當末端用戶需要不同水溫或溫差時,還應設置混水旁通管。

          2 二級泵的設置位置,指集中設置在冷站內(集中式設置),還是設在服務的各區域內(分布式設置)。集中式設置便于設備的集中管理,但系統所分區域較多時,總供回水管數量增多、投資增大、外網占地面積大,且相同流速下小口徑管道水阻力大、增大水泵能耗,可考慮分布式設置。
        二級泵分布式設置在各區域靠近負荷端時,應校核系統壓力:當系統定壓點較低或外網阻力很大時,二級泵入口(系統最低點壓力)低于水泵高度時系統容易進氣,低于水泵允許最大負壓值時水泵會產生氣蝕;因此應校核從平衡管的分界點至二級泵入口的阻力不應大于定壓點高度。

          3 一般空調系統均能滿足要求,外網很長阻力很大時可考慮三次泵或間接連接系統。
        二級泵等負荷側水泵采用變頻調速泵,比僅采用臺數調節更加節能,因此規定采用。

    8.5.11 兩管制空調水系統冷熱水循環泵的設置。
        由于冬夏季空調水系統流量及系統阻力相差很大,兩管制系統如冬夏季合用循環水泵,一般按系統的供冷運行工況選擇循環泵,供熱時系統和水泵工況不吻合,往往水泵不在高效區運行,且系統為小溫差大流量運行,浪費電能;即使冬季改變系統的壓力設定值,水泵變速運行,水泵冬季在設計負荷下也可能長期低速運行,降低效率,因此不允許合用。
        如冬夏季冷熱負荷大致相同,冷熱水溫差也相同(例如采用直燃機、水源熱泵等),流量和阻力基本吻合,或者冬夏不同的運行工況與水泵特性相吻合時,從減少投資和機房占用面積的角度出發,也可以合用循環泵。
        值得注意的是:當空調熱水和空調冷水系統的流量和管網阻力特性及水泵工作特性相吻合而采用冬、夏共用水泵的方案時,應對冬、夏兩個工況情況下的水泵軸功率要求分別進行校核計算,并按照軸功率要求較大者配置水泵電機,以防止水泵電機過載。

    8.5.12 空調冷熱水系統循環水泵的耗電輸冷(熱)比。
        耗電輸冷(熱)比反映了空調水系統中循環水泵的耗電與建筑冷熱負荷的關系,對此值進行限制是為了保證水泵的選擇在合理的范圍,降低水泵能耗。
        本條文的基本思路來自現行國家標準《公共建筑節能設計標準》GB 50189-2005第5.2.8條,根據實際情況對相關參數進行了一定的調整:
          1 溫差的確定。對于冷水系統,要求不低于5℃的溫差是必需的,也是正常情況下能夠實現的。對于空調熱水系統來說,在這里將四個氣候區分別作了最小溫差的限制,也符合相應氣候區的實際情況,同時考慮到了空調自動控制與調節能力的需要。

          2 采用設計冷(熱)負荷計算,避免了由于應用多級泵和混水泵造成的水溫差和水流量難以確定的狀況發生。

          3 A值是反映水泵效率影響的參數,由于流量不同,水泵效率存在一定的差距,因此A值按流量取值,更符合實際情況。根據國家標準《清水離心泵能效限定值及節能評價值》GB 19762水泵的性能參數,并滿足水泵工作在高效區的要求,當水泵水流量≤60m3/h時,水泵平均效率取63%;當60m3/h<水泵水流量≤200m3/h時,水泵平均效率取69%;當水泵水流量>200m3/h時,水泵平均效率取71%。

          4 B值反映了系統內除管道之外的其他設備和附件的水流阻力,αΞL則反映系統管道長度引起的阻力。在《公共建筑節能設計標準》GB 50189-2005第5.2.8條中,這兩部分統一用水泵的揚程H來代替,但由于在目前,水系統的供冷半徑變化較大,如果用一個規定的水泵揚程(標準規定限值為36m)并不能完全反映實際情況,也會給實際工程設計帶來一些困難。因此,本條文在修改過程中的一個思路就是:系統半徑越大,允許的限值也相應增大。故此把機房及用戶的阻力和管道系統長度引起的阻力分別開來,這也與現行行業標準《嚴寒和寒冷地區居住建筑節能設計標準》JCJ 26-2010第5.2.16條關于供熱系統的耗電輸熱比EHR的立意和計算公式相類似。同時也解決了管道長度阻力α在不同長度時的連續性問題,使得條文的可操作性得以提高。

    8.5.13 空調水循環泵臺數要求。
          1 為保證流經冷水機組蒸發器的水量恒定,并隨冷水機組的運行臺數向用戶提供適應負荷變化的空調冷水流量,因此在設置數量上要求按與冷水機組“對應”設置一級循環泵,但不強調“一對一”設置,是考慮到多臺壓縮機、冷凝器、蒸發器等組成的模塊式冷水機組等特殊情況,可以根據使用情況靈活設置水泵臺數,但流量應與冷水機組對應。變流量一級泵系統采用冷水機組變流量方式時,水泵和冷水機組獨立控制,不要求必須對應設置,因此與冷水機組對應設置的水泵強調為“定流量”運行泵(包括二級泵或多級泵系統中的“一級泵”和一級泵系統中的冷水循環泵)。同時,從投資和控制兩方面來看,當水泵與冷水機組采用“一對一”連接時,可以取消冷水機組共用集管連接時所需要的支路電動開關閥(通常為電動蝶閥),以及某些工程設計中為了保證流量分配均勻而設置的定流量閥,減少了控制環節和系統阻力,提高了可靠性,降低了投資。即使設備臺數較少時,考慮機組和水泵檢修時的交叉組合互為備用,仍可采用設備一對一地連接管道,在機組和冷水泵連接管之間設置互為備用的手動轉換閥,因此建議設計時盡可能采用水泵與冷水機組的管道一一對應的連接方式。

          2 變流量運行的每個分區的各級水泵的流量調節,可通過臺數調節和水泵變速調節實現,但即使是流量較小的系統,也不宜少于2臺水泵,是考慮到在小流量運行時,水泵可輪流檢修。但所有同級的水泵均采用變速方式時,如果臺數過多,會造成控制上的一定困難。

          3 空調冷水和水溫較低的空調熱水,負荷調節一般采用變流量調節(與相對高溫的散熱器供暖系統根據氣候采用改變供水溫度的質調節和質、量調節結合不同),因此多數時間在小于設計流量狀態下運行,只要水泵不少于2臺,即可做到輪流檢修。但考慮到嚴寒及寒冷地區對供暖的可靠性要求較高,且設備管道等有凍結的危險,因此強調水泵設置臺數不超過3臺時,其中一臺宜設置為備用泵,以免水泵故障檢修時,流量減少過多;上述規定與《鍋爐房設計規范》GB 50041中“供熱熱水制備”章的有關規定相符。舒適性空調供冷的可靠性要求一般低于嚴寒及寒冷地區供暖,因此是否設置備用泵,可根據工程的性質、標準,水泵的臺數,室外氣候條件等因素確定,不做硬性規定。

    8.5.14 空調水系統水力平衡。
        本條提到的水力平衡,都是指設計工況的平衡情況。
        強調空調水系統設計時,首先應通過系統布置和選定管徑減少壓力損失的相對差額,但實際工程中常常較難通過管徑選擇計算取得管路平衡,因此只規定達不到15%的平衡要求時,可通過設置平衡裝置達到空調水管道的水力平衡。
        空調水系統的平衡措施除調整管路布置和管徑外,還包括設置根據工程標準、系統特性正確選用并在適當位置正確設置可測量數據的平衡閥(包括靜態平衡和動態平衡)、具有流量平衡功能的電動閥等裝置;例如末端設置電動兩通閥的變流量的空調水系統中,各支環路不應采用定流量閥。

    8.5.15 空調冷水系統設計補水量。
        系統補水量是確定補水管管徑、補水泵流量的依據,系統補水量除與系統本身的設計情況有關外(例如熱膨脹等),還與系統的運行管理相關密切,在無法確定運行管理可能帶來的補水量時,可按照系統水容量大小來計算確定。
        工程中系統水容量可參照下表估算,室外管線較長時取較大值:

    說明表9.jpg

    8.5.16 空調冷水補水點及補水泵選擇及設置。
        補水點設在循環水泵吸入口,是為了減小補水點處壓力及補水泵揚程。采用高位膨脹水箱時,可以通過膨脹管直接向系統補水。
          1 補水泵揚程是根據補水點壓力確定的,但還應注意計算水泵至補水點的管道阻力。

          2 補水泵流量規定不宜小于系統水容量的5%(即空調系統的5倍計算小時補水量),是考慮事故補水量較大,以及初期上水時補水時間不要太長(小于20小時),且膨脹水箱等調節容積可使較大流量的補水泵間歇運行。推薦補水泵流量的上限值,是為了防止水泵流量過大而導致膨脹水箱等的調節容積過大等問題。推薦設置2臺補水泵,可在初期上水或事故補水時同時使用,平時使用1臺,可減小膨脹水箱的調節容積,又可互為備用。

          3 補水泵間歇運行有檢修時間,即使僅設置1臺,也不強行規定設置備用泵;但考慮到嚴寒及寒冷地區冬季運行應有更高的可靠性,當因水泵過小等原因只能選擇1臺泵時宜再設1臺備用泵。

    8.5.17 空調系統補水箱的設置和調節容積。
        空調冷水直接從城市管網補水時,不允許補水泵直接抽; 當空調熱水需補充軟化水時,離子交換軟化設備供水與補水泵補水不同步,且軟化設備常間斷運行,因此需設置水箱儲存一部分調節水量。一般可取30min~60min補水泵流量,系統較小時取大值。

    8.5.18 空調系統膨脹水箱的設置要求。
          1 定壓點宜設在循環水泵的吸入口處,是為了使系統運行時各點壓力均高于靜止時壓力,定壓點壓力或膨脹水箱高度可以低一些;由于空調水溫度較供暖系統水溫低,要求高度也比供暖系統的1m低,定為0.5m(5kPa)。當定壓點遠離循環水泵吸入口時,應按水壓圖校核,最高點不應出現負壓。

          2 高位膨脹水箱具有定壓簡單、可靠、穩定、省電等優點,是目前最常用的定壓方式,因此推薦優先采用。

          3 隨著技術發展,建筑物內空調、供暖等水系統類型逐漸增多,如均分別設置定壓設施則投資較大,但合用時膨脹管上不設置閥門則各系統不能完全關閉泄水檢修,因此僅在水系統設置獨立的定壓設施時,規定膨脹管上不應設置閥門;當各系統合用定壓設施且需要分別檢修時,規定膨脹管上的檢修閥應采用電信號閥進行誤操作警示,并在各空調系統設置安全閥,一旦閥門未開啟且警示失靈,可防止事故發生。

          4 從節能節水的目的出發,膨脹水量應回收,例如膨脹水箱應預留出膨脹容積,或采用其他定壓方式時,將系統的膨脹水量引至補水箱回收等。

    8.5.19 空調冷熱水水質要求。
        水質是保證空調系統正常運行的前提,國家標準《采暖空調系統水質標準》對空調水質提出了具體要求。
        空調熱水的供水平均溫度一般為60℃左右,已經達到結垢水溫,且直接與高溫一次熱源接觸的換熱器表面附近的水溫更高,結垢危險更大,例如吸收式制冷的冷熱水機組則要求補水硬度在50mgCaC03/L以下。因此空調熱水的水質硬度要求應等同于供暖系統,當給水硬度較高時,為不影響系統傳熱、延長設備的檢修時間和使用壽命,宜對補水進行化學軟化處理,或采用對循環水進行阻垢處理。
        對于空調冷水而言,盡管結垢的情況可能好于熱水系統,但由于冷水長期在系統內留存,也會存在一定的累積結垢問題。因此當給水硬度較高時,也宜進行軟化處理。

    8.5.20 空調熱水管補償器和坡度要求。部分強制性條文。
        在可能的情況下,空調熱水管道利用管道的自然彎曲補償是簡單易行的,如果利用自然補償不能滿足要求時,應設置補償器。

    8.5.21 空調水系統排氣和泄水要求。
        無論是閉式還是開式系統均應設置在系統最高處排除空氣和管道上下拐彎及立管的底部排除存水的排氣和泄水裝置。

    8.5.22 設備入口除污要求。
        設備入口需除污,應根據系統大小和設備的需要確定除污裝置的位置。例如系統較大、產生污垢的管道較長時,除系統冷熱源、水泵等設備的入口外,各分環路或末端設備、自控閥前也應根據需要設置除污裝置,但距離較近的設備可不重復串聯設置除污裝置。

    8.5.23 冷凝水管道設置要求。
          1 處于正壓段和負壓段的冷凝水積水盤出水口處設水封,是為了防止漏風及負壓段的冷凝水排不出去。在正壓段和負壓段設置水封的方向應相反。

          2 規定了風機盤管等末端設備凝結水盤泄水管坡度和冷凝水干管的坡度要求,當有困難時,可適當放大管徑減小坡度,或中途加設提升泵。

          3 為便于定期沖洗、檢修,干管始端應設掃除口。

          4 冷凝水管處于非滿流狀態,內壁接觸水和空氣,不應采用無防銹功能的焊接鋼管;冷凝水為無壓自流排放,當軟塑料管中間下垂時,影響排放;因此推薦強度較大和不易生銹的塑料管或熱鍍鋅鋼管。熱鍍鋅鋼管防結露保溫可參照本規范11.1節。

          5 冷凝水管不應與污水系統直接連接,民用建筑室內雨水系統均為密閉系統也不應與之直接連接,以防臭味和雨水從空氣處理機組凝水盤外溢。

          6 一般空調環境1kW冷負荷每小時約產生0.4kg~O.8kg的冷凝水,此范圍內的冷凝水管管徑可按表10進行估算:

    說明表10.jpg

     

    8.6 冷卻水系統

    8.6.1 冷卻水循環使用和冷卻塔供冷。
        由于節水和節能要求,除采用地表水作為冷卻水的方式外,冷卻水系統不允許直流。
        利用冷卻水供冷和熱回收也需增加一些投資,且并不是沒有能耗。例如采用冷卻水供冷的工程所在地,冬季或過渡季應有較長時間室外濕球溫度能滿足冷卻塔制備空調冷水,增設換熱器、轉換閥等冷卻塔供冷設備才經濟合理。同時,北方地區在冬季使用冷卻塔供冷方式時,還需要結合使用要求,采取對應的防凍措施。
        利用冷卻塔冷卻功能進行制冷需具備的條件還有,工程采用了能單獨提供空調冷水的分區兩管制或四管空調水系統。但供冷季消除室內余熱首先應直接采用室外新風做冷源,只有在新風冷源不能滿足供冷量需求時,才需要在供熱季設置為全年供冷區域單獨供冷水的分區兩管制等較復雜的系統。

    8.6.2 冷凝熱回收。
        在供冷同時會產生大量“低品位”冷凝熱,對于兼有供熱需求的建筑物,采取適當的冷凝熱回收措施,可以在一定程度上減少全年供熱量需求。但要明確:熱回收措施應在技術可靠、經濟合理的前提下采用,不能舍本求末。通常來說,熱回收機組的冷卻水溫不宜過高(離心機低于45℃,螺桿機低于55℃),否則將導致機組運行不穩定,機組能效衰減,供熱量衰減等問題,反而有可能在整體上多耗費能源。
        在采用上述熱回收措施時,應考慮冷、熱負荷的匹配問題。例如:當生活熱水熱負荷的需求不連續時,必須同時考慮設置冷卻塔散熱的措施,以保證冷水機組的供冷工況。

    8.6.3 冷卻水水溫。
          1 有關標準對冷卻水溫度的正常使用范圍進行了推薦(見表11),是根據壓縮式冷水機組冷凝器的允許工作壓力和溴化鋰吸收式冷(溫)水機組的運行效率等因素,并考慮濕球溫度較高的炎熱地區冷卻塔的處理能力,經技術經濟比較確定的。本規范參考有關標準提供的數值,規定不宜高于33℃。

          2 冷卻水水溫不穩定或過低,會造成壓縮式制冷系統高低壓差不夠、運行不穩定、潤滑系統不良運行等問題,造成吸收式冷(溫)水機組出現結晶事故等;所以增加了對一般冷水機組冷卻水最低水溫的限制(不包括水源熱泵等特殊系統的冷卻水),本規范參照了上述標準中提供的數值(見表12)。隨著冷水機組技術配置的提高,對冷卻水進口最低水溫的要求也會有所降低,必要時可參考生產廠具體要求。水溫調節可采用控制冷卻塔風機的方法;冬季或過渡季使用的系統在氣溫較低的地區,如采用上述方法仍不能滿足制冷機最低水溫要求時,應在系統供回水管之間設置旁通管和電動旁通調節閥;見本規范第9.5.8條的具體規定。

    說明表11.jpg

    3 電動壓縮式冷水機組的冷卻水進出口溫差,是綜合考慮了設備投資和運行費用、大部分地區的室外氣候條件等因素,推薦了我國工程和產品的常用數據。吸收式冷(溫)水機組的冷卻水因經過吸收器和冷凝器兩次溫升,進出口溫差比壓縮式冷水機組大,如果仍然采用5℃,可能導致冷卻水泵流量過大。我國目前常用吸收式冷水機組產品大多數能夠做到5℃~7℃,但需要注意的是,目前我國的冷卻塔水溫差標準為5℃,因此當設計的冷卻水溫差大于5℃時,必須對冷卻塔的能力進行核算或選擇滿足要求的非標產品來實現相應的水冷卻溫差。

    8.6.4 冷卻水系統設計。
          1 由于補水的水質和系統內的機械雜質等因素,不能保證冷卻水系統水質符合要求,尤其是開式冷卻水系統與空氣大量接觸,造成水質不穩定,產生和積累大量水垢、污垢、微生物等,使冷卻塔和冷凝器的傳熱效率降低,水流阻力增加,衛生環境惡化,對設備造成腐蝕。因此,為保證水質,規定應采取相應措施,包括傳統的化學加藥處理,以及其他物理方式。

          2 為了避免安裝過程的焊渣、焊條、金屬碎屑、砂石、有機織物以及運行過程產生的冷卻塔填料等異物進入冷凝器和蒸發器,宜在冷水機組冷卻水和冷凍水入水口前設置過濾孔徑不大于3mm的過濾器。對于循環水泵設置在冷凝器和蒸發器入口處的設計方式,該過濾器可以設置在循環水泵進水口。

          3 冷水機組循環冷卻水系統,除做好日常的水質處理工作基礎上,設置水冷管殼式冷凝器自動在線清洗裝置,可以有效降低冷凝器的污垢熱阻,保持冷凝器換熱管內壁較高的潔凈度,從而降低冷凝端溫差(制冷劑冷凝溫度與冷卻水的離開溫度差)和冷凝溫度。從運行費用來說,冷凝溫度越低,冷水機組的制冷系數越大,可減少壓縮機的耗電量。例如,當蒸發溫度一定時,冷凝溫度每增加1℃,壓縮機單位制冷量的耗功率約增加3%~4%。目前的在線清洗裝置主要是清潔球和清潔毛刷兩大類產品,在應用中各有特點,設計人員宜根據冷水機組產品的特點合理選用。

          4 某些設備的換熱器要求冷卻水潔凈,一般不能將開式系統的冷卻水直接送入機組。設計時可采用閉式冷卻塔,或設置中間換熱器。

    8.6.5 冷卻水循環泵選擇。
        為保證流經冷水機組冷凝器的水量恒定,要求與冷水機組“一對一”設置冷卻水循環泵,但小型分散的水冷柜式空調器、小型戶式冷水機組等可以合用冷卻水系統;對于僅夏季使用的冷水機組不作備用泵設置要求,對于全年要求冷水機組連續運行工程,可根據工程的重要程度和設計標準確定是否設置備用泵。
        冷卻水泵的揚程包括系統阻力、系統所需揚水高差、有布水器的冷卻塔和噴射式冷卻塔等要求的壓力。一般在冷卻塔產品樣本中提出了“進塔水壓”的要求,即包括了冷卻塔水位差以及布水器等冷卻塔的全部水流阻力,此部分可直接采用。
        對于冷卻水水質,之前無相關規范進行規定,目前,國家標準《供暖空調系統水質標準》正在編制,對冷卻水水質提出了相關要求。

    8.6.6 冷卻塔設置要求。
          1 同一型號的冷卻塔,在不同的室外濕球溫度條件和冷水機組進出口溫差要求的情況下,散熱量和冷卻水量也不同,因此,選用時需按照工程實際,對冷卻塔的標準氣溫和標準水溫降下的名義工況冷卻水量進行修正,使其滿足冷水機組的要求,一般無備用要求。

          2 有旋轉式布水器或噴射式等對進口水壓有要求的冷卻塔需保證其進水量,所以應和循環水泵相對應設置。當冷卻塔本身不需保證水量和水壓時,可以合用冷卻塔,但其接管和控制也宜與水泵對應,詳見本規范8.6.9的條文說明。

          3 供暖室外計算溫度在0℃以下的地區,為防止冷卻塔間斷運行時結冰,應選用防凍性能好的冷卻塔,并采用在冷卻塔底盤和室外管道設電加熱設施等防凍措施。本款同時提出了冬季不使用的冷卻塔室外管道泄空的防凍要求,包括補水管道在低于室外的室內設置關斷閥和泄水閥等。

          4 冷卻塔的設置位置不當將直接影響冷卻塔散熱,且對周圍環境產生影響;另外由冷卻塔產生火災也是工程中經常發生的事故,因此做出相應規定。

    8.6.7 冷卻水系統存水量。
        空調系統即使全天開啟,隨負荷變化冷源設備和水泵臺數,絕大部分都為間歇運行(工藝需要保證時除外)。在水泵停機后,冷卻塔填料的淋水表面附著的水滴下落,一些管道內的水容量由于重力作用,也從系統開口部位下落,系統內如果沒有足夠的容納這些水量的容積(集水盤或集水箱),就會造成大量溢水浪費;當水泵重新啟動時,首先需要一定的存水量,以濕潤冷卻塔干燥的填料表面和充滿停機時流空的管道空間,否則會造成水泵缺水進氣空蝕,不能穩定運行。
        濕潤冷卻塔填料等部件所需水量應由冷卻塔生產廠提供,逆流塔約為冷卻塔標稱循環水量的1.2%,橫流塔約為1.5%。

    8.6.8 集水箱位置。
        在冷卻塔下部設置集水箱作用如下:
          1 冷卻塔水靠重力流入集水箱,無補水、溢水不平衡問題;
          2 可方便地增加系統間歇運行時所需存水容積,使冷卻水循環泵能穩定工作;
          3 為多臺冷卻塔統一補水、排污、加藥等提供了方便操作的條件。
        因此,必要時可緊貼冷卻塔下部設置各臺冷卻塔共用的冷卻水集水箱。
        冬季使用的系統,為防止停止運行時冷卻塔底部存水凍結,可在室內設置集水箱,節省冷卻塔底部存水的電加熱量,但在室內設置水箱存在占據室內面積、水箱和冷卻塔的高差增加水泵電能等缺點。因此,是否設置集水箱應根據工程具體情況確定,且應盡量減少冷卻塔和集水箱的高差。

    8.6. 9 冷水機組、冷卻水泵、冷卻塔或集水箱之間的位置和連接。
          1 冷卻水泵自灌吸水和高差應大于管道、管件、設備的阻力的規定,都是為防止水泵負壓進水產生氣蝕。

          2 多臺冷水機組和冷卻水泵之間通過共用集管連接時,每臺冷水機組設置電動閥(隔斷閥)是為了保證運行的機組冷凝器水量恒定。

          3 冷卻塔的旋轉式布水器靠出水的反作用力推動運轉,因此需要足夠的水量和約0.1MPa水壓,才能夠正常布水;噴射式冷卻塔的噴嘴也要求約0.1MPa~O.2MPa的壓力。當冷卻水系統中一部分冷水機組和冷卻水泵停機時,系統總循環水量減少,如果平均進入所有冷卻塔,每臺冷卻塔進水量過少,會使布水器或噴嘴不能正常運轉,影響散熱;冷卻塔一般遠離冷卻水泵,如采用手動閥門控制十分不便;因此,要求共用集管連接的系統應設置能夠隨冷卻水泵頻繁動作的自控隔斷閥,在水泵停機時關斷對應冷卻塔的進水管,保證正在工作的冷卻塔的進水量。
        一般橫流式冷卻塔只要回水進入布水槽就可靠重力均勻下流,進水所需水壓很小(≤0.05MPa),且常常以冷卻塔的多單元組合成一臺大塔,共用布水槽和集水盤,因此冷卻塔沒有水量控制的要求;但存在水泵運行臺數減少時,因管網阻力減少使運行水泵流量增加超負荷的問題,因此也宜設置隔斷閥。
        為防止無用的補水和溢水或冷卻塔底抽空,設置自控隔斷閥的冷卻塔出水管上也應對應設電動閥。即使各集水盤之間用管道聯通,由于管道之間存在流動阻力,仍然存在上述問題;因此僅設置集水箱或冷卻塔底部為共用集水盤(不包括各集水盤之間用管道聯通)時除外。

    8.6.10 冷卻塔管路流量平衡。
        冷卻塔進出水管道設計時,應注意管道阻力平衡,以保證各臺冷卻塔的設計水量。在開式冷卻塔之間設置平衡管或共用集水盤,是為了避免各臺冷卻塔補水和溢水不均衡造成浪費,同時這也是防止個別冷卻塔抽空的措施之一。

    8.6.11 冷卻水補水量和補水點。
        計算開式系統冷卻水補水量是為了確定補水管管徑、補水泵、補水箱等設施。開式系統冷卻水損失量占系統循環水量的比例估算值:蒸發損失為每攝氏度水溫降0.16%;飄逸損失可按生產廠提供數據確定,無資料時可取0.2%~0.3%;排污損失(包括泄漏損失)與補水水質、冷卻水濃縮倍數的要求、飄逸損失量等因素有關,應經計算確定,一般可按0.3%估算。

    8.7 蓄冷與蓄熱

    8.7.1 蓄冷(熱)系統選擇。
        蓄冷、蓄熱系統能夠對電網起到“削峰填谷”的作用,對于電力系統來說,具有較好的節能效果,在設計中可以適當的推薦采用。本節主要介紹系統設計時的原則性要求,蓄冷空調系統的具體要求應符合《蓄冷空調工程技術規程》JGJ 158的規定。
          1 對于執行分時電價且峰谷電價差較大的地區來說,采用蓄冷、蓄熱系統能夠提高用戶的經濟效益,減少運行費用。

          2 空調負荷的高峰與電力負荷的峰值時段比較接近時,如果采用蓄冷、蓄熱系統,可以使得冷、熱源設備的電氣安裝容量下降,在非峰值時段可以運行較多的設備進行蓄熱蓄冷。

          3 在空調負荷峰谷差懸殊的情況下,如果按照峰值設置冷、熱源的容量并直接供應空調冷、熱水,可能造成在一天甚至全年絕大部分時間段冷水機組都處于較低負荷運行的情況,既不利于節能,也使得設備的投入沒有得到充分的利用。因此經濟分析合理時,也宜采用蓄冷、蓄熱系統。

          4 當電力安裝容量受到限制時,通過設置蓄冷、蓄熱系統,可以使得在負荷高峰時段用冷、熱源設備與蓄冷、蓄熱系統聯合運行的方式而達到要求的峰值負荷。

          5 對于改造或擴建工程,由于需要的設備機房面積或者電力增容受到限制時,采用蓄冷(熱)是一種有效提高峰值冷熱供應需求的措施。

          6 一般來說,采用常規的冷水溫度(7℃/12℃)且空調機組合理的盤管配置(原則上最多在10~12排,排數過多的既不經濟,也增加了對風機風壓的要求)合理時,最低能達到的送風溫度大約在11℃~12℃。對于要求更低送風溫度的空調系統,需要較低的冷水溫度,因此宜采用冰蓄冷系統。

          7 區域供冷系統,應采用較大的冷水供回水溫差以節省輸送能耗。由于冰蓄冷系統具有出水溫度較低的特點,因此滿足于大溫差供回水的需求。

          8 對于某些特定的建筑(例如數據中心等),城市電網的停電可能會對空調系統產生嚴重的影響時,需要設置應急的冷源(或熱源),這時可采用蓄冷(熱)系統作為應急的措施來實現。

    8.7.2 蓄冷空調系統負荷計算和蓄冷方式選擇。
          1 對于一般的酒店、辦公等建筑來說,典型設計蓄冷時段通常為一個典型設計日。對于全年非每天使用(或即使每天使用但使用人數并不總是滿員的建筑,例如展覽館、博物館以及具有季節性度假性質的酒店等),其滿負荷使用的情況具有階段性,這時應根據實際滿員使用的階段性周期作為典型設計蓄冷時段來進行。
        由于蓄冷系統存在間歇運行的特點,空調系統不運行的時段內,建筑構件(主要包括樓板、內墻及家具)仍然有傳熱而形成了一定的蓄熱量,這些蓄熱量需要整個空調系統來帶走。因此在計算整個空調蓄冷系統典型設計日的總冷量(kWh)時,除計算空調系統運行時段的冷負荷外,還應考慮上述蓄熱量。蓄冷空調系統非運行時段的各建筑構件單位樓板面積、單位晝夜溫差(由自然溫升引起的)附加負荷可參考表12。

          2 對于用冷時間短,并且在用電高峰時段需冷量相對較大的系統,可采用全負荷蓄冷;一般工程建議采用部分負荷蓄冷。在設計蓄冷-釋冷周期內采用部分負荷的蓄冷空調系統,應考慮其在負荷較小時能夠以全負荷蓄冷方式運行。

    說明表12.jpg

     在有條件的情況下,還宜進行全年(供冷季)的逐時空調冷負荷計算或供熱季節的全年負荷計算,這樣才能更好地確定系統的全年運行策略。
        在確定全年運行策略時,充分利用低谷電價,一方面能夠節省運行費用,另一方面,也為城市電網“削峰填谷”取得較好效果。

    8.7.3 冰蓄冷裝置蓄冷和釋冷特性要求。
          1 冰蓄冷裝置的蓄冷特性要求如下:
           1)在電網的低谷時間段內(通常為7小時~9小時),完成全部設計冷量的蓄存。因此應能提供出的兩個必要條件是:①確定制冷機在制冷工況下的最低運行溫度(一般為-4℃~-8℃);②根據最低運行溫度及保證制冷機安全運行的原則,確定載冷劑的濃度(體積濃度一般為25%~30%)。
           2)結冰厚度與結冰速度應均勻。

          2 冰蓄冷裝置的釋冷特性要求如下:
        對于用戶及設計單位來說,冰蓄冷裝置的釋冷特性是非常重要的,保持冷水溫度恒定和確保逐時釋冷量符合建筑空調的需求是空調系統運行的前提。所以,冰蓄冷裝置的完整釋冷特性曲線中,應能明確給出裝置的逐時可釋出的冷量(常用釋冷速率來表示和計算)及其相應的溶液濃度。
        對于釋冷速率,通常有兩種定義法:
           1)單位時間可釋出的冷量與冰蓄冷裝置的名義總蓄冷量的比值,以百分比表示(一般冰盤管式裝置,均按此種方法給出);
           2)某單位時間釋出的冷量與該時刻冰蓄冷裝置內實際蓄存的冷量的比值,以百分比表示(一般封裝式裝置,均按此種方法給出)。
        全負荷蓄冰系統初投資最大,占地面積大,但運行費最節省。部分負荷蓄冰系統則既減少了裝機容量,又有一定蓄能效果,相應減少了運行費用。附錄J中所指一般空調系統運行周期為一天24小時,實際工程(如教堂),使用周期可能是一周或其他。
        一般產品規格和工程說明書中,常用蓄冷量量綱為(RT·h)冷噸時,它與標準量綱的關系為:1RT·h=3.517kWh。

    8.7.4 基載機組配置條件。
        基載冷負荷如果比較大或者基載負荷下的總冷量比較大時,為了滿足制冰蓄冷運行時段的空調要求,并確保制冰蓄冷系統的正常運行,通常宜設置單獨的基載機組。比較典型的建筑是酒店類建筑。
        基載冷負荷如果不大,或者基載負荷下的總冷量不大,單獨設置基載機組,可能導致系統復雜和投資增加,因此這種情況下,也可不設置基載冷水機組,而是根據系統供冷的要求設置單獨的取冷水泵(在蓄冷的同時進行部分取冷)。需要注意的是:在這種情況下,同樣應保證在蓄冷時段的蓄冷量滿足8.7.3條的要求。

    8.7. 5 載冷劑選擇及管路設計要求。
        蓄冰系統中常用的載冷劑是乙烯乙二醇水溶液,其濃度愈大凝固點愈低(見表13)。一般制冰出液溫度為-6℃~-7℃,蓄冰需要其蒸發溫度為-10℃~-11℃,故希望乙烯乙二醇水溶液的凝固溫度在-11℃~-14℃之間。所以常選用乙烯乙二醇水溶液體積濃度為25%左右。

    說明表13.jpg

    8.7.6 冰蓄冷系統的冷水供回水溫度和溫差要求。
        采用蓄冰空調系統時,由于能夠提供比較低的供水溫度,應加大冷水供回水溫差,節省冷水輸送能耗。
        從空調系統的末端情況來看,在末端一定的條件下,供回水溫差的大小主要取決于供水溫度的高低。在蓄冰空調系統中,由于系統形式、蓄冰裝置等的不同,供水溫度也會存在一定的區別,因此設計中要根據不同情況來確定。
        當空調系統的冷水設計溫差超過本條第1、2款的規定時,宜采用串聯式蓄冰系統。
        因此設計中要根據不同情況來確定空調冷水供水溫度。除了本條文中提到的冰盤管外,目前還有其他一些蓄冷或取冷的方式,如:動態冰片滑落式、封裝式以及共晶鹽等,各種方式常用冷水溫度范圍可參考表14(為了方便,表中也列出了采用水蓄冷時的供水溫度)。

    說明表14.jpg

    8.7.7 水蓄冷(熱)系統設計。部分強制性條文。
          1 為防止蒸發器內水的凍結,一般制冷機出水溫度不宜低于4℃,而且4℃水相對密度最大,便于利用溫度分層蓄存。適當加大供回水溫差還可以減少蓄冷水池容量,通?衫脺夭顬6℃~7℃,特殊情況利用溫差可達8℃~10℃?紤]到水力分層時需要一定的水池深度,提出相應要求。在確定深度時,還應考慮水池中冷熱摻混熱損失,條件允許應盡可能深。開式蓄熱的水池,蓄熱溫度應低于95℃,以免汽化。

          2 采用板式換熱器間接供冷,無論系統運行與否,整個管道系統都處于充水狀態,管道使用壽命長,且無倒灌危險。當采用直接供冷方式時,管路設計一定要配合自動控制,防止水倒灌和管內出現真空(尤其對蓄熱水系統)。當系統高度超過水池設計水面1Om時,采用水池直接向末端設備供冷、熱水會導致水泵揚程增加過多使輸送能耗加大,因此這時應采用設置熱交換器的閉式系統。

          3 使用專用消防水池需要得到消防部門的認可。

          4 熱水不能用于消防,故禁止與消防水池合用。

    8.8 區域供冷

    8.8.1 冷源選擇。
        能源的梯級利用是區域供冷系統中最合理的方式之一,應優先考慮。

    8.8.2 空調冷水供回水溫差。
        由于區域供冷的管網距離長,水泵揚程高,因此加大供回水溫差,可減少水流量,減少水泵的能耗。由于受到不同類型機組冷水供回水溫差限制,不同供冷方式宜采用不同的冷水供回水溫差。
        經研究表明:在空調末端不變的情況下,冷水采用5℃/13℃和7℃/12℃的供回水溫度,末端設備對空氣的處理能力基本上相同。由于區域供冷系統中宜采用用戶間接連接的接入方式,當一次水采用9℃溫差時,供水溫度要求在3℃~4℃,這樣可以使得二次水的供水溫度達到6℃~7℃,通常情況下能夠滿足用戶的水溫要求。

    8.8.3 區域供冷站設計要求。
          1 設計采用區域供冷方式時,應進行各建筑和區域的逐時冷負荷分析計算。制冷機組的總裝機容量應按照整個區域的最大逐時冷負荷需求,并考慮各建筑或區域的同時使用系數后確定。這一點與建筑內確定冷水機組裝機容量的理由是相同的,做出此規定的目的是防止裝機容量過大。

          2 由于區域供冷系統涉及的建筑或區域較大,一次建設全部完成和投入運行的情況不多。因此在站房設計中,需要考慮分期建設問題。通常是一些固定部分,如機房土建、管網等需要一次建設到位,但冷水機組、水泵等設備可以采用位置預留的方式。

          3 對站房位置的要求與對建筑內部的制冷站位置的要求在原則上是一致的。主要目的是希望減少冷水輸送距離,降低輸送能耗。一般情況供冷半徑不宜大于1500m。

          4 區域供冷站房設備容量大、數量多,依靠傳統的人工管理難以實現滿足用戶空調要求的同時,運行又節能的目標。因此這里強調了采用自動控制系統及能源管理優化系統的要求。

    8.8.4 區域供冷管網設計要求。
          1 各管段最大設計流量值的確定原則,與冷水機組的裝機容量的確定原則是一致的。這樣要求的目的是為了降低管道尺寸、減少管道投資。在這一原則的基礎上,必然要求整個管網系統按照變流量系統的要求來設計。

          2 由于區域供冷系統規模大、存水量多、影響面大,因此從使用安全可靠的角度來看,區域供冷系統與各建筑的水系統一般采用間接連接的方式,這樣可以消除由于局部出現問題而對整個系統共同影響。如果系統比較小,且膨脹水箱位置高于所有管道和末端(或者系統的定壓裝置可以滿足要求)時,也可以采用空調冷水直供系統,這樣可以減少由于換熱器帶來的溫度損失和水泵揚程損失,對節能有一定的好處。

          3 由于系統大、水泵的裝機容量大,因此確定合理的管道流速并保證各環路之間的水力平衡,是區域供冷能否做到節能運行的關鍵環節之一,必須引起設計人員的高度重視。通常來說,管網內的水流速超過3m/s之后,會對管道和附件的使用壽命產生一定的影響;同時考慮到區域供冷系統中,最大流量出現的時間是非常短的,因此本條規定最大設計流速不宜超過2.9m/s。當然,這主要是針對較大的管徑而言的,還需要管徑和比摩阻的問題,綜合確定。

          4 由于管網比較長,會導致管道的傳熱損失增加,因此對管道的保溫要求也做了整體性的性能規定。

          5 為了提倡用戶的行為節能,本條文規定了冷量計量的要求。

     

    8.9 燃氣冷熱電三聯供

    8.9.1 使用原則。
        本規范提到的燃氣冷熱電三聯供是指適用于樓宇或小區級的分布式冷熱電三聯供系統,不包括城市級大型燃氣冷熱電三聯供系統。系統配置形式與特點見下表。

    說明表15.jpg

     

    8.9.2 設備配置及系統設計原則。
          1 采用以冷、熱負荷來確定發電容量(以熱定電)的方式,對于整個建筑來說具有很好的經濟效益。這里提到的冷、熱負荷不是指設計冷、熱負荷,而應根據經濟技術比較后,選取相對穩定的基礎冷、熱負荷。
          2 采用本建筑用電優先的原則,是為了充分利用發電機組的能力。由于在此過程中能量得到了梯級利用,因此也具有較好的節能效益和經濟效益。

    8.9.3 余熱利用設備和容量選擇。
          1 余熱的利用可分為直接利用和間接利用兩種。由于間接利用通常都需要設置中間換熱器,存在能源品位的損失。因此推薦采用余熱直接利用的方式。
          2 為了使得在發電過程中產生的余熱得到充分利用,規定了余熱利用設備的最小制冷量要求。

     

    8.10 制冷機房

    8.10.1 制冷機房設計要求。
           1 制冷機房的位置應根據工程項目的實際情況確定,盡可能設置在空調負荷的中心的目的有兩個,一是避免輸送管路長短不一,難以平衡而造成的供冷(熱)質量不良;二是避免過長的輸送管路而造成輸送能耗過大。
           2 大型機房內設備運行噪聲較大,按照辦公環境的要求設置值班室或控制室除了保護操作人員的健康外,也是機房自動化控制設備運行環境的需要。機房內的噪聲不應影響附近房間使用。
           3 根據其所選用的不同制冷劑,采用不同的檢漏報警裝置,并與機房內的通風系統連鎖。測頭應安裝在制冷劑最易泄漏的部位。對于設置了事故通風的冷凍機房,在冷凍機房兩個出口門外側,宜設置緊急手動啟動事故通風的按鈕。
           4 由于機房內設備的尺寸都比較大,因此需要在設計初始詳細考慮大型設備的位置及運輸通道,防止建筑結構完成后設備的就位困難。
           5 制冷機組所攜帶的冷劑較多,當制冷機的安全爆破片破裂時,大量的制冷劑會迅速涌入機房內,由于制冷劑氣體的相對密度一般都比空氣大,很容易在機房下部人員活動區積聚,排擠空氣,使工作人員受缺氧窒息的危害。因此美國《制冷系統安全設計標準》ANSI/ASHRAE-15第8.11.2.1款要求,不論屬于哪個安全分組的制冷劑,在制冷機房內均需設置與安裝和所使用制冷劑相對應的泄漏檢測傳感器和報警裝置。尤其是地下機房,危險性更大。所以制冷劑安全閥泄壓管一定要求接至室外安全處。

    8.10.2 機房設備布置要求。
        按當前常用機型作了機房布置最小間距的規定。在設計布置時還應盡量緊湊、寬窄適當而不應浪費面積。根據實踐經驗、設計圖面上因重疊的管道攤平繪制,管道甚多,看似機房很擠,完工后卻太寬松,因此,設計時不應超出本條規定的間距過多。
        隨著設備清潔技術的提高,一些在線清潔方式(如8.6.4條第3款)也開始使用。當冷水或冷卻水系統采用在線清潔裝置時,可以不考慮本條第3款的規定。

    8.10.3 氨制冷機房設計要求。部分強制性條文。
        盡管氨制冷在目前具有一定的節能減排的應用前景,但由于氨本身的易燃易爆特點,對于民用建筑,在使用氨制冷時需要非常重視安全問題。氨溶液溶于水時,氨與水的比例不高于每1kg氨/17L水。

    8.10.4 直燃吸收機組機房設計要求。
        本條主要是針對直燃吸收式機組機房的安全要求提出的。直燃吸收式機組通常采用燃氣或燃油為燃料,這兩種燃料的使用都涉及防火、防爆、泄爆、安全疏散等安全問題;對于燃氣機組的機房還有燃氣泄漏報警、緊急切斷燃氣供應的安全措施。相關規范包括《城鎮燃氣設計規范》GB 50028、《建筑設計防火規范》GB 50016、《高層民用建筑設計防火規范》GB 50045等。
        直燃機組的煙道設計也是一個重要的內容之一。設計時應符合機組的相關設計參數要求,并按照鍋爐房煙道設計的相關要求來進行。

     

    8.11 鍋爐房及換熱機房

    8.11. 1 換熱機房設置及計量。
        通過換熱器間接供熱的優點在于:①使區域熱源系統獨立于末端空調系統,利于其運營管理、不受末端空調系統運行狀態干擾;②利于區域冷熱源管網系統的水力平衡與水力穩定;③降低運行成本,如:系統補水量可以顯著下降,即節約了水費也減少了水處理費用;④提高了系統的安全性與可靠性,因為末端系統的內部故障不影響區域系統的正常運行。
        本條同時提出了關于鍋爐房和換熱機房應設置計量表具的要求。鍋爐房、換熱機房應設供熱量、燃料消耗量、補水量、耗電量的計量表具,有條件時,循環水泵電量宜單獨計量。

    8.11.2 換熱器選擇要求。
           1 對于“寸土寸金”的商業樓宇必須強調高效、緊湊,減少換熱裝置的占地面積。換熱介質理化特性對換熱器類型、構造、材質的確定至關重要,例如,高參數汽/水換熱就不適合采用板式換熱器,因為膠墊壽命短,二次費用高。地表水水源熱泵系統的低溫熱源水往往C1-含量較高,而不銹鋼對C1-敏感,此時換熱器材質就不宜采用不銹鋼。又如,當換熱介質含有較大粒徑雜質時,就應選擇高通過性的流道形式與尺寸。

           2 采用低溫熱源的熱泵空調系統,只有小溫差取熱才能使熱泵機組有相對較高的性能系數,選型數據分析表明,蒸發溫度范圍3℃~10℃時,平均1℃變化對性能系數的影響達3%~5%。
        盡管理論上所有類型換熱器均能實現低溫差換熱,但若采用殼管類換熱器必然體積龐大,所以此種情況下應盡量考慮采用結構緊湊且易于實現小溫差換熱的板式換熱器;設計師不能單從初投資的角度考慮換熱器選型,而應兼顧運行管理成本及其對系統能效的影響。

    8.11.3 換熱器配置要求。
           1 設計選型經驗表明,幾乎不會出現一個換熱系統需要四臺換熱器的情況,所以規定了最多臺數。過多的臺數會增加初投資與運行成本,并對水系統的水力工況穩定帶來不利影響。盡管換熱器不大容易出故障,但并非萬無一失,同時考慮到日常管理,所以規定了最少臺數要求。

           2 由于換熱器實際工況條件與其選型工況有所偏離,如水質不佳造成實際污垢熱阻大于換熱器選型采用的污垢熱阻;熱泵系統水源水溫度變化等都可能造成實際換熱能力不足,所以應考慮安全余量?紤]到換熱器實際工況與選型工況的偏離程度與系統類型有關,故給出了不同系統類型的換熱器選型熱負荷安全附加建議。其中對空調供冷,由于工況偏離程度往往較小,加之小溫差換熱時換熱器投資高,故安全附加建議值較低。而對于水源熱泵機組,因水質與水溫往往具有不確定性,一旦換熱能力不足還會影響熱泵機組的正常運行,所以建議的安全附加值高些。當換熱器的換熱能力相對過盈時,有利于提升空調系統能效,特別是對從品位較低的熱源取熱的水源熱泵系統更明顯,盡管這會增加一些投資,但回收期通常不會多于5年~6年。
        幾大主要國外(或合資)品牌板式換熱器選型計算的污垢熱阻取值均參考美國TEMP標準,見下表。由于我國的許多實際工程的冷卻水質與美國標準并不一致,如果直接采用,實際上會使得機組的性能無法達到要求,設計人員在具體工程中,應該充分注意此點。

    說明表16.jpg

    由于迄今我們對諸如海水、中水以及城市污水等在換熱表面產生的“軟垢”的污垢熱阻尚缺乏研究,此處建議取為0.129(m2·K)/kW,此數值等于國家標準規定的開式冷卻水系統污垢熱阻0.086(m2·K)/kW的1.5倍,當然也有學者建議取教科書中河水污垢熱阻0.6(m2·K)/kW。

           3 不同物業對熱供應保障程度的要求不一,如:高檔酒店,管理集團往往要求任何情況下熱供應100%保障。而高保障,意味著高投資,所以強調與物業管理方溝通,確定合理的保障量!跺仩t房設計規范》GB 50041-2008第10.2.1條規定:當其中一臺停止運行時,其余換熱器的容量宜滿足75%總計算熱負荷的需求。該規范同時考慮了生產用熱的保障性問題。對于民用建筑而言,計算分析表明:冷熱供應量連續5小時低于設計冷熱負荷的40%時,造成的室溫下降,對于供暖:≤2℃;所以對于供冷:≤3℃。但考慮到嚴寒和寒冷地區當供暖嚴重不足時有可能導致人員的身體健康受到影響或者室內出現凍結的情況,因此依據氣象條件分別規定了不同的保證率。以室外溫度達到冬季設計溫度、室內供暖設計溫度18℃計算:在北京,如果保證65%的供熱量,室內的平均溫度約為8℃~9℃;在哈爾濱,如果保證70%的供熱量,則室內平均溫度為6℃左右。
         對于供冷系統來說,由于供冷通常不涉及到安全性的問題(工藝特定要求除外),因此不用按照本條第3款的要求執行。對于供熱來說,按照本條第3款選擇計算出的換熱器的單臺能力如果大于按照第2款計算值的要求,表明換熱器已經具備了一定的余額,因此就不用再乘附加系數。

    8.11.4 換熱器污垢清洗。
           1 保證換熱器清潔對提高系統能效作用明顯。對于一、二次側介質均為清水的換熱器,常規的水處理與運行管理能保證換熱器較長時間的高效運行。但是對水源水質不佳的熱泵機組并非如此,如城市污水處理廠二級水。

           2 以各類地表水為水源的水源熱泵機組,常規的水處理與運行管理很難保證換熱器較長時間的高效運行,或雖能實現,但代價極大,其主要原因是非循環水系統,水量大,水質差。而對水進行的化學處理,還存在“污染”水源水的風險。

           3 實踐表明,各類在線運行或非在線運行的免拆卸清洗系統,能保證水質“惡劣”時換熱器較長時間的高效運行,此類清洗裝置包括:用于殼管式換熱器的膠球和毛刷清洗系統,能在不中斷換熱器運行情況下,實現對換熱表面的連續清潔;用于板式換熱器的免拆卸清洗系統,無需拆卸換熱器,只需很少時間,就能實現換熱器清洗。

    8. 11.5 非清水換熱介質的換熱器要求。
        非清水介質主要指:城市污水及江河湖海等地表水。此類水源不可避免地會在換熱器表面形成“軟垢”,而且“軟垢”還可能具有生物活性,因此需要定期打開清洗。為便于換熱器清洗并降低清洗操作對站房環境的影響,要求將換熱器設在獨立房間內。
        由于清潔工作相對頻繁,給排水清洗設施的設置是為了系統清潔的方便;通風措施的設置主要為了保證室內的空氣環境。

    8.11.6 汽水換熱器蒸汽凝結水回收利用。
        蒸汽凝結水仍然具有較高的溫度和應用價值。在一些地區(尤其是建設有區域蒸汽管網),由于凝結水回收的系統較大,一些工程常常將凝結水直接放掉,這一方面浪費了寶貴的高品質水資源(軟化水),另一方面也浪費了熱量,并且將凝結水直接排到下水道還存在其他方面的問題。因此本條文提出了回收利用的規定。
        回收利用有兩層含義:①回到鍋爐房的凝結水箱;②作為某些系統(例如生活熱水系統)的預熱在換熱機房就地換熱后再回到鍋爐房。后者不但可以降低凝結水的溫度,而且充分利用了熱量。

    8.11.7 鍋爐房設置其他要求。
        本規范有關鍋爐房的設計規定僅適用于設在單體建筑內的非燃煤整裝式鍋爐。因此必須指出的是:本規范關于鍋爐房的規定僅涉及鍋爐類型的選擇、容量配置等關于熱源方案的要求,而有關鍋爐房具體設計要求必須符合相關規范和政府主管部門的管理要求。

    8.11.8 鍋爐房及單臺鍋爐的設計容量與鍋爐臺數要求。
           1 這里提出的綜合最大熱負荷與《鍋爐房設計規范》GB 50041-2008第3.0.7條的概念相似,綜合最大熱負荷確定時應考慮各種性質的負荷峰值所出現的時間,或考慮同時使用系數。強調以其作為確定鍋爐房容量的熱負荷,是因為設計實踐中往往將圍護結構熱負荷、新風熱負荷與生活熱負荷的最大值之和作為確定鍋爐房容量的熱負荷,與綜合最大熱負荷相比通常會高20%~40%,造成鍋爐房容量過大,既加大了投資又可能增加運行能耗。

           2 供暖及空調熱負荷計算中,通常不計入燈光設備等得熱,而將其作為熱負荷的安全余量。但燈光設備等得熱遠大于管道熱損失,所以確定鍋爐房容量時無需計入管道熱損失。

           3 鍋爐低負荷運行時,熱效率會有所下降,如果能使鍋爐的額定容量與長期運行的實際負荷輸出接近,會得到較高的季節熱效率。作為綜合建筑的熱源往往會長時間在很低的負荷率下運行,由此基于長期熱效率原則確定單臺鍋爐容量很重要,不能簡單的等容量選型。但保證長期熱效率的前提下,又以等容量選型最佳,因為這樣投資節約、系統簡潔、互備性好。

           4 關于一臺鍋爐故障時剩余供熱量的規定,理由同8.11.3條第2款的說明。

    8.11. 9 鍋爐介質要求。
        與蒸汽相比熱水作為供熱介質的優點早已被實踐證明,所以強調盡量以水為鍋爐供熱介質的理念。但當蒸汽熱負荷比例大,而總熱負荷又不很大時,分設蒸汽供熱與熱水供熱系統,往往系統復雜,投資偏高,鍋爐選型困難,而且節能效果有限,所以此時統一供熱介質,技術經濟上往往更合理。

    8.11.10 鍋爐額定熱效率要求。
           1 條文中的鍋爐熱效率為燃料低位發熱量熱效率。
           2 20世紀70年代以來,西歐和美國等相繼研制了冷凝式鍋爐,即在傳統鍋爐的基礎上加設冷凝式熱交換受熱面,將排煙溫度降到40℃~50℃,使煙氣中的水蒸氣冷凝下來并釋放潛熱,可以使熱效率提高到100%以上(以低位發熱量計算),通常比非冷凝式鍋爐的熱效率至少提高10%~12%。燃料為天然氣時,煙氣的露點溫度一般在55℃左右,所以當系統回水溫度低于50℃,采用冷凝式鍋爐可實現節能。

    8.11.11 真空熱水鍋爐使用要求。
        真空熱水鍋爐近年來應用的越來越廣泛,而且因其極佳的安全性、承壓供熱的特點非常適合作為建筑物熱源。真空熱水鍋爐的主要優點為:負壓運行無爆炸危險;由于熱容量小,升溫時間短,所以啟停熱損失較低,實際熱效率高;本體換熱,既實現了供熱系統的承壓運行,又避免了換熱器散熱損失與水泵功耗;與“鍋爐+換熱器”的間接供熱系統相比,投資與占地面積均有較大節;閉式運行,鍋爐本體壽命長。
        強調最高用熱溫度≤85℃,是因為真空鍋爐安全穩定的最高供熱溫度為85℃。

    8.11.12 變流量系統控制。
        對于變流量系統,采用變速調節,能夠更多的節省輸送能耗,水泵變頻調速技術是目前比較成熟可靠的節能方式,容易實現且節能潛力大,調速水泵的性能曲線宜為陡降型。

    8.11.13 供熱系統耗電輸熱比。
        公式(8.11.13)根據《嚴寒和寒冷地區居住建筑節能設計標準》JGJ 26-2010第5.2.16條的計算公式EHR=N/Q·η≤A×(20. 4+α·ΞL)/△t整理得出。式中,電機和傳動部分效率取平均值η=0. 88;水泵在設計工況點的軸功率為N=0.002725G·H/η0;計算系數A和B的意義見本規范第8. 5.12條條文說明。
        循環水泵的耗電輸熱比的計算方法考慮到了不同管道長度、不同供回水溫差因素對系統阻力的影響,計算出的EHR限值也不同,即同樣系統的評價標準一致。

    8.11.14 鍋爐房及換熱機房供熱量控制。強制性條文。
        本條文對鍋爐房及換熱機房的節能控制提出了明確的要求。供熱量控制裝置的主要目的是對供熱系統進行總體調節,使供水水溫或流量等參數在保持室內溫度的前提下,隨室外空氣溫度的變化隨時進行調整,始終保持鍋爐房或換熱機房的供熱量與建筑物的需熱量基本一致,實現按需供熱;達到最佳的運行效率和最穩定的供熱質量。
        氣候補償器是供暖熱源常用的供熱量控制裝置,設置氣候補償器后,還可以通過在時間控制器上設定不同時間段的不同室溫,節省供熱量;合理地匹配供水流量和供水溫度,節省水泵電耗,保證散熱器恒溫閥等調節設備正常工作;還能夠控制一次水回水溫度,防止回水溫度過低減少鍋爐壽命。
        由于不同企業生產的氣候補償器的功能和控制方法不完全相同,但必須具有能根據室外空氣溫度變化自動改變用戶側供(回)水溫度、對熱媒進行質調節的基本功能。

    9 檢測與監控

    9.1 一般規定

    9.1.1 應設置檢測與監控的內容及條件。
          1 關于檢測與監控的內容。
        參數檢測:包括參數的就地檢測及遙測兩類。就地參數檢測是現場運行人員管理運行設備或系統的依據;參數的遙測是監控或就地控制系統制定監控或控制策略的依據;
        參數和設備狀態顯示:通過集中監控主機系統的顯示或打印單元以及就地控制系統的光、聲響等器件顯示某一參數是否達到規定值或超差;或顯示某一設備運行狀態;
        自動調節:使某些運行參數自動地保持規定值或按預定的規律變動;
        自動控制:使系統中的設備及元件按規定的程序啟停;
        工況自動轉換:指在多工況運行的系統中,根據節能及參數運行要求實時從某一運行工況轉到另一運行工況;
        設備連鎖:使相關設備按某一指定程序順序啟停;
        自動保護:指設備運行狀況異;蚰承﹨党^允許值時,發出報警信號或使系統中某些設備及元件自動停止工作;
        能量計量:包括計量系統的冷熱量、水流量、能源消耗量及其累計值等,它是實現系統以優化方式運行,更好地進行能量管理的重要條件;
        中央監控與管理:是指以微型計算機為基礎的中央監控與管理系統,是在滿足使用要求的前提下,按既考慮局部,更著重總體的節能原則,使各類設備在耗能低效率高狀態下運行。中央監控與管理系統是一個包括管理功能、監視功能和實現總體運行優化的多功能系統。
        檢測與監控系統可采用就地儀表手動控制、就地儀表自動控制和計算機遠程控制等多種方式。設計時究竟采用哪些檢測與監控內容和方式,應根據系統節能目標、建筑物的功能和標準、系統的類型、運行時間和工藝對管理的要求等因素,經技術經濟比較確定。

          2 本規范所涉及的集中監控系統主要指集散型控制系統及全分散控制系統等。
        所謂集散型控制系統是一種基于計算機的分布式控制系統,其特征是“集中管理,分散控制”。即以分布在現場所控設備或系統附近的多臺計算機控制器(又稱下位機)完成對設備或系統的實時檢測、保護和控制任務,克服了計算機集中控制帶來的危險性高度集中和常規儀表控制功能單一的局限性;由于采用了安裝于中央監控室的具有通信、顯示、打印及其豐富的管理軟件的計算機系統,實行集中優化管理與控制,避免了常規儀表控制分散所造成的人機聯系困難及無法統一管理的缺點。全分散控制系統是系統的末端,例如包括傳感器、執行器等部件具有通信及智能功能,真正實現了點到點的連接,比集散型控制系統控制的靈活性更大,就中央主機部分設置、功能而言,全分散控制系統與集散型控制系統所要求的是完全相同的。
        采用集中監控系統具有以下優勢:
           1)由于集中監控系統管理具有統一監控與管理功能的中央主機及其功能性強的管理軟件,因而可減少運行維護工作量,提高管理水平;
           2)由于集中監控系統能方便地實現下位機間或點到點通信連接,因而對于規模大、設備多、距離遠的系統比常規控制更容易實現工況轉換和調節;
           3)由于集中監控系統所關心的不僅是設備的正常運行和維護,更著重于總體的運行狀況和效率,因而更有利于合理利用能量實現系統的節能運行;
           4)由于集中監控系統具有管理軟件并實現與現場設備的通信,因而系統之間的連鎖保護控制更便于實現,有利于防止事故,保證設備和系統運行安全可靠。

          3 對于不適合采用集中監控系統的小型供暖、通風和空調系統,采用就地控制系統具有以下優勢:
           1)工藝或使用條件有一定要求的供暖、通風和空調系統,采用手動控制盡管可以滿足運行要求,但維護管理困難,而采用就地控制不僅可提高了運行質量,也給維護管理帶來了很大方便,因此本條文規定應設就地控制;
           2)防止事故保證安全的自動控制,主要是指系統和設備的各類保護控制,如通風和空調系統中電加熱器與通風機的連鎖和無風斷電保護等;
           3)采用就地控制系統能根據室內外條件實時投入節能控制方式,因而有利于節能。

    9.1.2 參數檢測及儀表的設置原則。
        參數檢測的目的,是隨時向操作人員提供設備和系統的運行狀況和室內控制參數的情況以便進行必要的操作。反映設備和管道系統的安全和經濟運行即節能的參數,應設置儀表進行檢測。用于設備和系統主要性能計算和經濟分析所需要的參數,有條件時也要設置儀表進行檢測。
        采用就地還是遙測儀表,應根據監控系統的內容和范圍確定,宜綜合考慮精簡配置,減少不必要的重復設置。就地式儀表應設在便于觀察的位置;若集中監控或就地控制系統基于實現監控目的所設置的遙測儀表具有就地顯示環節且該測量值不參與就地控制時,則可不必再設就地檢測儀表。

    9.1.3 就地手動控制裝置的設置。
        為使動力設備安全運行及便于維修,采用集中監控系統時,應在動力設備附近的動力柜上設置就地手動控制裝置及遠程/就地轉換開關,并要求能監視遠程/就地轉換開關狀態。為保障檢修人員安全,在開關狀態為就地手動控制時,不能進行設備的遠程啟?刂。

    9.1.4 連鎖、聯動等保護措施的設置。
          1 采用集中監控系統時,設備聯動、連鎖等保護措施應直接通過監控系統的下位機的控制程序或點到點的連接實現,尤其聯動、連鎖分布在不同控制區域時優越性更大。
          2 采用就地控制系統時,設備聯動、連鎖等保護措施應為就地控制系統的一部分或分開設置成兩個獨立的系統。
          3 對于不采用集中監控與就地控制的系統,出于安全目的時,聯動、連鎖應獨立設置。

    9.1.5 鍋爐房、換熱機房和制冷機房應計量的項目。部分強制性條文。
        一次能源/資源的消耗量均應計量。此外,在冷、熱源進行耗電量計量有助于分析能耗構成,尋找節能途徑,選擇和采取節能措施。循環水泵耗電量不僅是冷熱源系統能耗的一部分,而且也反映出輸送系統的用能效率,對于額定功率較大的設備宜單獨設置電計量。

    9.1.6 中央級監控管理系統的設置要求。
        指出了中央級監控管理系統應具有的基本操作功能。包括監視功能、顯示功能、操作功能、控制功能、數據管理輔助功能、安全保障管理功能等。它是由監控系統的軟件包實現的,各廠家的軟件包雖然各有特點,但是軟件包功能類似。實際工程中,由于沒有按照條文中的要求去做,致使所安裝的集中監控系統管理不善的例子屢見不鮮。例如,不設立安全機制,任何人都可進入修改程序的級別,就會造成系統運行故障;不定期統計系統的能量消耗并加以改進,就達不到節能的目標;不記錄系統運行參數并保存,就缺少改進系統運行性能的依據等。
        隨著智能建筑技術的發展,主要以管理暖通空調系統為主的集中監控系統只是大廈弱電子系統之一。為了實現大廈各弱電子系統數據共享,就要求各子系統間(例如消防子系統、安全防范子系統等)有統一的通信平臺,因而應考慮預留與統一的通信平臺相連接的接口。

    9.1.7 防排煙系統的檢測與監控。
        制定本條是為了暖通空調設計能夠符合防火規范以及向消防監控設計提出正確的監控要求,使系統能正常運行。相關規范包括《建筑設計防火規范》GB 50016、《高層民用建筑設計防火規范》GB 50045。
        與防排煙合用的空調通風系統(例如送風機兼作排煙補風機用,利用平時風道作為排煙風道時閥門的轉換,火災時氣體滅火房間通風管道的隔絕等),平時風機運行一般由樓宇自控監控,火災時設備、風閥等應立即轉入火災控制狀態,由消防控制室監控。
        要求風道上防火閥帶位置反饋可用來監視防火閥工作狀態,防止防火閥平時運行的非正常關閉及了解火災時的閥位情況,以便及時準確地復位,以免影響空調通風系統的正常工作。通風系統干管上的防火閥如處于關閉狀態,對通風系統影響較大且不易判斷部位,因此宜監控防火閥的工作狀態;當支管上的防火閥只影響個別房間時,例如賓館客房的豎井排風或新風管道,垂直立管與水平支管交接處的防火閥只影響一個房間,是否設防火閥工作狀態監視,則不作強行規定。防火閥工作狀態首先在消防控制室顯示,如有必要也可在樓宇中控室顯示。

    9.1.8 有特殊要求場所或系統的監控要求。
        例如,鍋爐房的檢測與監控應遵守《鍋爐房設計規范》GB 50041的規定,醫院潔凈手術部空調系統的監控應遵守《醫院潔凈手術部建筑技術規范》GB 50333的規定。

    9.2 傳感器和執行器

    9.2.1 選擇傳感器的基本條件。

    9.2.2 溫度、濕度傳感器設置的條件。

    9.2.3 壓力(壓差)傳感器設置的條件。
        本條中第2款,當不處于同一標高時需對測量數值進行高度修正。

    9.2.4 流量傳感器設置的條件。
        本條第2款中考慮到彎管流量計等不同要求,增加了“或其他安裝條件”。推薦選用低阻產品,有利于水系統輸送節能。

    9.2.5 自動調節閥的選擇。
          1 為了調節系統正常工作,保證在負荷全部變化范圍內的調節質量和穩定性,提高設備的利用率和經濟性,正確選擇調節閥的特性十分重要。
        調節閥的選擇原則,應以調節閥的工作流量特性即調節閥的放大系數來補償對象放大系數的變化,以保證系統總開環放大系數不變,進而使系統達到較好的控制效果。但實際上由于影響對象特性的因素很多,用分析法難以求解,多數是通過經驗法粗定,并以此來選用不同特性的調節閥。
        此外,在系統中由于配管阻力的存在,閥權度S值的不同,調節閥的工作流量特性并不同于理想的流量特性。如理想線性流量特性,當S<O.3時,工作流量特性近似為快開特性,等百分比特性也畸變為接近線性特性,可調比顯著減小,因此通常是不希望S<O.3的。而S值過高則可能導致通過閥門的水流速過高和/或水泵輸送能耗增大,不利于設備安全和運行節能,因此管路設計時選取的S值一般不大于0.7。

          2 關于水路兩通閥流量特性的選擇,由試驗可知,空氣加熱器和空氣冷卻器的放大系數是隨流量的增大而變小,而等百分比特性閥門的放大系數是隨開度的加大而增大,同時由于水系統管道壓力損失往往較大,S<O.6的情況居多,因而選用等百分比特性閥門具有較強的適應性。
        關于三通閥的選擇,總的原則是要求通過三通閥的總流量保持不變,拋物線特性的三通閥當S=0.3~0.5時,其總流量變化較小,在設計上一般常使三通閥的壓力損失與熱交換器和管道的總壓力損失相同,即S=0.5,此時無論從總流量變化角度,還是從三通閥的工作流量特性補償熱交換器的靜態特性考慮,均以拋物線特性的三通閥為宜,當系統壓力損失較小,通過三通閥的壓力損失較大時,亦可選用線性三通閥。
        關于蒸汽兩通閥的選擇,如果蒸汽加熱中的蒸汽作自由冷凝,那么加熱器每小時所放出的熱量等于蒸汽冷凝潛熱和進入加熱器蒸汽量的乘積。當通過加熱器的空氣量一定時,經推導可以證明,蒸汽加熱器的靜態特性是一條直線,但實際上蒸汽在加熱器中不能實現自由冷凝,有一部分蒸汽冷凝后再冷卻使加熱器的實際特性有微量的彎曲,但這種彎曲可以忽略不計。從對象特性考慮可以選用線性調節閥,但根據配管狀態當S<0.6時工作流量特性發生畸變,此時宜選用等百分比特性的閥。

          3 調節閥的口徑應根據使用對象要求的流通能力來定?趶竭x用過大或過小會導致滿足不了調節質量或不經濟。

    9.2.6 三通閥和兩通閥的應用。
        由于三通混合閥和分流閥的內部結構不同,為了使流體沿流動方向使閥芯處于流開狀態,閥的運行穩定,兩者不能互為代用。但對于公稱直徑小于80mm的閥,由于不平衡力小,混合閥亦可用作分流。如果配套執行器能夠提供上下雙向驅動力,其他口徑的混合閥亦可用作分流。
        雙座閥不易保證上下兩閥芯同時關閉,因而泄漏量大。尤其用在高溫場合,閥芯和閥座兩種材料的膨脹系數不同,泄漏會更大。故規定蒸汽的流量控制用單座閥。

    9.2.7 水路切換應選用通斷閥。
        在關斷狀態下,通斷閥比調節閥的泄漏量小,更有利于設備運行安全和節能。

    9.3 供暖通風系統的檢測與監控

    9.3.1 供暖系統的參數檢測點。
        本條給出了供暖系統應設置的參數檢測點,為最低要求。設計時應根據系統設置加以確定。

    9.3.3 通風系統的參數檢測點。
        本條給出了應設置的通風系統檢測點,為最低要求。設計時應根據系統設置加以確定。

    9.3.4 事故通風的通風機電器開關的設置。
        本規范6.3.9第2款強制性規定,事故排風系統(包括兼做事故排風用的基本排風系統)的通風機,其手動開關位置應設在室內、外便于操作的地點,以便一旦發生緊急事故時,使其立即投入運行。
        本規定要求通風機與事故探測器進行連鎖,一旦發生緊急事故可自動進行通風機開啟,同時在工作地點發出警示和風機狀態顯示。

    9.3.5 通風系統的控制設置。

    9.4 空調系統的檢測與監控

    9.4.1 空調系統檢測點。
        本條給出了應設置的空調系統檢測點,為最低要求。設計時應根據系統設置加以確定。

    9.4.2 多工況運行方式。
        多工況運行方式是指在不同的工況時,其調節系統(調節對象和執行機構等)的組成是變化的。以適應室內外熱濕條件變化大的特點,達到節能的目的。工況的劃分也要因系統的組成及處理方式的不同來改變,但總的原則是節能,盡量避免空氣處理過程中的冷熱抵消,充分利用新風和回風,縮短制冷機、加熱器及加濕器的運行時間等,并根據各工況在一年中運行的累計小時數簡化設計,以減少投資。多工況同常規系統運行區別,在于不僅要進行參數的控制,還要進行工況的轉換。多工況的控制、轉換可采用就地的邏輯控制系統或集中監控系統等方式實現,工況少時可采用手動轉換實現。
        利用執行機構的極限位置,空氣參數的超限信號以及分程控制方式等自動轉換方式,在運行多工況控制及轉換程序時交替使用,可達到實時轉換的目的。

    9.4.3 優先控制和分程控制。
        水冷式空氣冷卻器采用室內溫度、濕度的高(低)值選擇器控制冷水量,在國外是較常用的控制方案,國內也有工程采用。
        所謂高(低)值選擇控制,就是在水冷式空氣冷卻器工作的季節,根據室內溫、濕度的超差情況,將溫度、濕度調節器的輸出信號分別輸入到信號選擇器內進行比較,選擇器將根據比較后的高(低)值信號(只接受偏差大的為高值或只接受偏差小的為低值),自動控制調節閥改變進入水冷式空氣冷卻器的冷水量。
        高(低)值選擇器在以最不利的參數為基準,采用較大水量調節的時候,對另一個超差較小的參數,就會出現不是過冷就是過于干燥,也就是說如果冷水量是以溫度為基準進行調節的,對于相對濕度調節來講必然是調節過量,即相對濕度比給定值;如果冷水量是以相對濕度為基準進行調節的,則溫度就會出現比給定值低,要保證溫濕度參數都滿足要求,還需要對加熱器或加濕器進行分程控制。
        所謂對加熱器或加濕器進行分程控制,以電動溫濕度調節器為例,就是將其輸出信號分為0~5mA和6mA~1OmA兩段,當采用高值選擇時,其中6mA~10mA的信號控制空氣冷卻器的冷水量,而0~5mA一段信號去控制加熱器和加濕器閥門,也就是說用一個調節器通過對兩個執行器的零位調整進行分段控制,即溫度調節器既可控制空氣冷卻器的閥門也可控制加熱器的閥門,濕度調節器既可控制冷卻器的閥門也可控制加濕器的閥門。
        這里選擇控制和分程控制是同時進行的,互為補充的,如果只進行高(低)值選擇而不進行分程控制,其結果必然出現一個參數滿足要求,另一個參數存在偏差。

    9.4.4 全空氣空調系統的控制。
          1 根據設計原理,空調房間室溫的控制應由送風溫度和送風量的控制和調節來實現。定風量系統通過控制送風溫度、變風量系統主要通過送風量的調節來保證。送風溫度調節的通常手段是空氣冷卻器/加熱器的水閥調節,對于二次回風系統和一次回風系統在過渡期也可通過調節新風和回風的比例來控制送風溫度。變風量采用風機變速是最節能的方式。盡管風機變速的做法投資有一定增加,但對于采用變風量系統的工程而言,這點投資應該是有保證的,其節能所帶來的效益能夠較快地回收投資。

          2 送風溫度是空調系統中重要的設計參數,應采取必要措施保證其達到目標,有條件時進行優化調節?刂剖覝厥强照{系統需要實現的目標,根據室溫實測值與目標值的偏差對送風溫度設定值不斷進行修正,對于調節對象純滯后大、時間常數大或熱、濕擾量大的場合更有利于控制系統反應快速、效果穩定。

          4 當空調系統采用加濕處理時,也應進行加濕量控制?照{房間熱濕負荷變化較小時,用恒定機器露點溫度的方法可以使室內相對濕度穩定在某一范圍內,如室內熱濕負荷穩定,可達到相當高的控制精度。但對于室內熱濕負荷或相對濕度變化大的場合,宜采用不恒定機器露點溫度或不達到機器露點溫度的方式,即用直接裝在室內工作區、回風口或總回風管中的濕度敏感元件來測量和調節系統中的相應的執行調節機構達到控制室內相對濕度的目的。系統在運行中不恒定機器露點溫度或不達到機器露點溫度的程度是隨室內熱濕負荷的變化而變化的,對室內相對濕度是直接控制的,因此,室內散濕量變化較大時,其控制精度較高。然而對于多區系統這一方法仍不能滿足各房間的不同條件,因此,在具體設計中應根據不同的實際要求,確定是否應按各房間的不同要求單獨控制。

          5 在條件合適的地區應充分利用全空氣空調系統的優勢,盡可能利用室外自然冷源,最大限度地利用新風降溫,提高室內空氣品質和人員的舒適度,降低能耗。利用新風免費供冷(增大新風比)工況的判別方法可采用固定溫度法、溫差法、固定焓法、電子焓法、焓差法等,根據建筑的氣候分區進行選取,具體可參考ASHRAK標準90.1。從理論分析,采用焓差法的節能性最好,然而該方法需要同時檢測溫度和濕度,且濕度傳感器誤差大、故障率高,需要經常維護,數年來在國內、外的實施效果不夠理想。而固定溫度和溫差法,在工程中實施最為簡單方便。因此,對變新風比控制方法不做限定。

    9.4.5 新風機組的控制。
        應根據空調系統的設計需要進行控制。新風機組根據設計工況下承擔室內濕負荷的多少,有不同的送風溫度設計值:①一般情況下,配合風機盤管等空調房間內末端設備使用的新風系統,新風不負擔室內主要冷熱負荷時,各房間的室溫控制主要由風機盤管滿足,新風機組控制送風溫度恒定即可。②當新風負擔房間主要或全部冷負荷時,機組送風溫度設定值應根據室內溫度進行調節。③當新風負擔室內潛熱冷負荷即濕負荷時,送風溫度應根據室內濕度設計值進行確定。

    9.4.6 風機盤管的控制。
        風機盤管的自動控制方式主要有兩種:①帶風機三速選擇開關、可冬夏轉換的室溫控制器連動水路兩通電動閥的自動控制配置;②帶風機三速選擇開關、可冬夏轉換的室溫控制器連動風機開停的自動控制配置。第一種方式,能夠實現整個水系統的變水量調節。第二種方式,采用風機開停對室內溫度進行控制,對于提高房間的舒適度和實現節能是不完善的,也不利于水系統運行的穩定性。因此從節能、水系統穩定性和舒適度出發,應按8.5.6條的要求采用第一種配置。采用常閉式水閥更有利于水系統的運行節能。

    9.4.7 新風機組或空調機組的防凍保護控制。
        位于冬季有凍結可能地區的新風機組或空調機組,應防止因某種原因熱水盤管或其局部水流斷流而造成冰凍的可能。通常的做法是在機組盤管的背風側加設感溫測頭(通常為毛細管或其他類型測頭),當其檢測到盤管的背風側溫度低于某一設定值時,與該測頭相連的防凍開關發出信號,機組即通過集中監控系統的控制器程序或電氣設備的聯動、連鎖等方式運行防凍保護程序,例如:關新風門、停風機、開大熱水閥,防止熱水盤管冰凍面積進一步擴大。

    9.4.8 冷熱轉換裝置的設置。
        變風量末端裝置和風機盤管等實現各自服務區域的獨立溫度控制,當冬季、夏季分別運行加熱和冷卻工況時,要求改變末端裝置的動作方向。例如,在冷卻工況下,當房間溫度降低時,變風量末端裝置的風閥應向關小的位置調節;當房間溫度升高時,再向開大的位置調節。在加熱工況下,風閥的調節過程則相反。
        為保證室內氣流組織,送風口(包括散流器和噴口)也需根據冬夏季設置改變送風方向和風量的轉換裝置。

    9.4.9 電加熱器的連鎖與保護。強制性條文。
        要求電加熱器與送風機連鎖,是一種保護控制,可避免系統中因無風電加熱器單獨工作導致的火災。為了進一步提高安全可靠性,還要求設無風斷電、超溫斷電保護措施,例如,用監視風機運行的風壓差開關信號及在電加熱器后面設超溫斷電信號與風機啟停連鎖等方式,來保證電加熱器的安全運行。
        電加熱器采取接地及剩余電流保護,可避免因漏電造成觸電類的事故。

    9.5 空調冷熱源及其水系統的檢測與監控

    9.5.1 空調冷熱源和空調水系統的檢測點。
        冷熱源和空調水系統應設置的檢測點,為最低要求。設計時應根據系統設置加以確定。

    9.5.2 蓄冷、蓄熱系統的檢測點。
        蓄冷(熱)系統設置檢測點的最低要求。設計時應根據系統設置加以確定。

    9.5.3 冷水機組水系統的控制方式及連鎖。
        許多工程采用的是總回水溫度來控制,但由于冷水機組的最高效率點通常位于該機組的某一部分負荷區域,因此采用冷量控制的方式比采用溫度控制的方式更有利于冷水機組在高效率區域運行而節能,是目前最合理和節能的控制方式。但是,由于計量冷量的元器件和設備價格較高,因此推薦在有條件時(如采用了DDC控制系統時),優先采用此方式。同時,臺數控制的基本原則是:①讓設備盡可能處于高效運行;②讓相同型號的設備的運行時間盡量接近以保持其同樣的運行壽命(通常優先啟動累計運行小時數最少的設備);③滿足用戶側低負荷運行的需求。
        由于制冷機運行時,一定要保證它的蒸發器和冷凝器有足夠的水量流過。為達到這一目的,制冷機水系統中其他設備,包括電動水閥冷凍水泵、冷卻水泵、冷卻塔風機等應先于制冷機開機運行,停機則應按相反順序進行。通常通過水流開關檢測與冷機相連鎖的水泵狀態,即確認水流開關接通后才允許制冷機啟動。

    9.5.4 冰蓄冷系統二次冷媒側換熱器的防凍保護。
        一般空調系統夜間負荷往往很小,甚至處在停運狀態,而冰蓄冷系統主要在夜間電網低谷期進行蓄冰。因此,在二者進行換熱的板換處,由于空調系統的水側冷水基本不流動,如果乙二醇側的制冰低溫傳遞過來,易引起另一側水的凍結,造成板換的凍裂破壞。因此,必須隨時觀察板換處乙二醇側的溶液溫度,調節好有關電動調節閥的開度,防止事故發生。

    9.5.6 水泵運行臺數及變速控制。
        二級泵和多級泵空調水系統中二級泵等負荷側各級水泵運行臺數宜采用流量控制方式;水泵變速宜根據系統壓差變化控制,系統壓差測點宜設在最不利環路干管靠近末端處;負荷側多級泵變速宜根據用戶側壓差變化控制,壓差測點宜設在用戶側支管靠近末端處。

    9.5.7 變流量一級泵系統水泵變流量運行時,空調水系統的控制。
        精確控制流量和降低水流量變化速率的控制措施包括:
           1)應采用高精度的流量或壓差測定裝置;
           2)冷水機組的電動隔斷閥應選擇“慢開”型;
           3)旁通閥的流量特性應選擇線性;
           4)負荷側多臺設備的啟停時間宜錯開,設備盤管的水閥應選擇“慢開”型。

    9.5.8 空調冷卻水系統基本的控制要求。
        從節能的觀點來看,較低的冷卻水進水溫度有利于提高冷水機組的能效比,因此盡可能降低冷卻水溫對于節能是有利的。但為了保證冷水機組能夠正常運行,提高系統運行的可靠性,通常冷卻水進水溫度有最低水溫限制的要求。為此,必須采取一定的冷卻水水溫控制措施。通常有三種做法:①調節冷卻塔風機運行臺數;②調節冷卻塔風機轉速;③當室外氣溫很低,即使停開風機也不能滿足最低水溫要求時,可在供、回水總管上設置旁通電動閥,通過調節旁通流量保證進入冷水機組的冷卻水溫高于最低限值。在①、②兩種方式中,冷卻塔風機的運行總能耗也得以降低。而③方式可控制進入冷水機組的冷卻水溫度在設定范圍內,是冷水機組的一種保護措施。
        冷卻水系統在使用時,由于水分的不斷蒸發,水中的離子濃度會越來越大。為了防止由于高離子濃度帶來的結垢等種種弊病,必須及時排污。排污方法通常有定期排污和控制離子濃度排污。這兩種方法都可以采用自動控制方法,其中控制離子濃度排污方法在使用效果與節能方面具有明顯優點。

    9.5.9 集中監控系統與冷水機組控制器之間的通信要求。
        冷水機組控制器通信接口的設立,可使集中監控系統的中央主機系統能夠監控冷水機組的運行參數以及使冷水系統能量管理更加合理。

    10 消聲與隔振

    10.1 一般規定

    10.1.1 消聲與隔振的設計原則。
        供暖、通風與空調系統產生的噪聲與振動,只是建筑中噪聲和振動源的一部分。當系統產生的噪聲和振動影響到工藝和使用的要求時,就應根據工藝和使用要求,也就是各自的允許噪聲標準及對振動的限制,系統的噪聲和振動的頻率特性及其傳播方式(空氣傳播或固體傳播)等進行消聲與隔振設計,并應做到技術經濟合理。

    10.1.2 室內及環境噪聲標準。
        室內和環境噪聲標準是消聲設計的重要依據。因此本條規定由供暖、通風和空調系統產生的噪聲傳播至使用房間和周圍環境的噪聲級,應滿足國家現行《工業企業噪聲控制設計規范》GBJ 87、《民用建筑隔聲設計規范》GB 50118、《聲環境質量標準》GB 3096和《工業企業廠界噪聲標準》GB 12348等標準的要求。

    10.1.3 振動控制設計標準。
        振動對人體健康的危害是很嚴重的,在暖通空調系統中振動問題也是相當嚴重的。因此本條規定了振動控制設計應滿足國家現行《城市區域環境振動標準》GB 10070等標準的要求。

    10.1.4 降低風系統噪聲的措施。
        本條規定了降低風系統噪聲應注意的事項。系統設計安裝了消聲器,其消聲效果也很好,但經消聲處理后的風管又穿過高噪聲房間,再次被污染,又回復到了原來的噪聲水平,最終不能起到消聲作用,這個問題,過去往往被人們忽視。同樣道理,噪聲高的風管穿過要求噪聲低的房間時,它也會污染低噪聲房間,使其達不到要求。因此,對這兩種情況必須引起重視。當然,必須穿過時還是允許的,但應對風管進行良好的隔聲處理,以避免上述兩種情況發生。

    10.1.5 風管內的風速。
        通風機與消聲裝置之間的風管,其風道無特殊要求時,可按經濟流速采用即可。根據國內外有關資料介紹,經濟流速6m/s~13m/s,本條推薦采用的8m/s~10m/s在經濟流速的范圍內。
        消聲裝置與房間之間的風管,其空氣流速不宜過大,因為風速增大,會引起系統內氣流噪聲和管壁振動加大,風速增加到一定值后,產生的氣流再生噪聲甚至會超過消聲裝置后的計算聲壓級;風管內的風速也不宜過小,否則會使風管的截面積增大,既耗費材料又占用較大的建筑空間,這也是不合理的。因此,本條給出了適應四種室內允許噪聲級的主管和支管的風速范圍。

    10.1.6 機房位置及噪聲源的控制。
        通風、空調與制冷機房是產生噪聲和振動的地方,是噪聲和振動的發源處,其位置應盡量不靠近有較高防振和消聲要求的房間,否則對周圍環境影響頗大。
        通風、空調與制冷系統運行時,機房內會產生相當高的噪聲,一般為80dB(A)~100dB(A),甚至更高,遠遠超過環境噪聲標準的要求。為了防止對相鄰房間和周圍環境的干擾,本條規定了噪聲源位置在靠近有較高隔振和消聲要求的房間時,必須采取有效措施。這些措施是在噪聲和振動傳播的途徑上對其加以控制。為了防止機房內噪聲源通過空氣傳聲和固體傳聲對周圍環境的影響,設計中應首先考慮采取把聲源和振源控制在局部范圍內的隔聲與隔振措施,如采用實心墻體、密封門窗、堵塞空洞和設置隔振器等,這樣做仍達不到要求時,再輔以降低聲源噪聲的吸聲措施。大量實踐證明,這樣做是簡單易行、經濟合理的。

    10.1.7 室外設備噪聲控制。
        對露天布置的通風、空調和制冷設備及其附屬設備如冷卻塔、空氣源冷(熱)水機組等,其噪聲達不到環境噪聲標準要求時,亦應采取有效的降噪措施,如在其進、排風口設置消聲設備,或在其周圍設置隔聲屏障等。

    10.2 消聲與隔聲

    10.2.1 噪聲源聲功率級的確定。
        進行暖通空調系統消聲與隔聲設計時,首先必須知道其設備如通風機、空調機組、制冷壓縮機和水泵等聲功率級,再與室內外允許的噪聲標準相比較,通過計算最終確定是否需要設置消聲裝置。

    10.2.2 再生噪聲與自然衰減量的確定。
        當氣流以一定速度通過直風管、彎頭、三通、變徑管、閥門和送、回風口等部件時,由于部件受氣流的沖擊湍振或因氣流發生偏斜和渦流,從而產生氣流再生噪聲。隨著氣流速度的增加,再生噪聲的影響也隨之加大,以至成為系統中的一個新噪聲源。所以,應通過計算確定所產生的再生噪聲級,以便采取適當措施來降低或消除。
        本條規定了在噪聲要求不高,風速較低的情況下,對于直風管可不計算氣流再生噪聲和噪聲自然衰減量。氣流再生噪聲和噪聲自然衰減量是風速的函數。

    10.2.3 設置消聲裝置的條件及消聲量的確定。
        通風與空調系統產生的噪聲量,應盡量用風管、彎頭和三通等部件以及房間的自然衰減降低或消除。當這樣做不能滿足消聲要求時,則應設置消聲裝置或采取其他消聲措施,如采用消聲彎頭等。消聲裝置所需的消聲量,應根據室內所允許的噪聲標準和系統的噪聲功率級分頻帶通過計算確定。

    10.2.4 選擇消聲設備的原則。
        選擇消聲設備時,首先應了解消聲設備的聲學特性,使其在各頻帶的消聲能力與噪聲源的頻率特性及各頻帶所需消聲量相適應。如對中、高頻噪聲源,宜采用阻性或阻抗復合式消聲設備;對于低、中頻噪聲源,宜采用共振式或其他抗性消聲設備;對于脈動低頻噪聲源,宜采用抗性或微穿孔板阻抗復合式消聲設備;
        對于變頻帶噪聲源,宜采用阻抗復合式或微穿孔板消聲設備。其次,還應兼顧消聲設備的空氣動力特性,消聲設備的阻力不宜過大。

    10.2.5 消聲設備的布置原則。
        為了減少和防止機房噪聲源對其他房間的影響,并盡量發揮消聲設備應有的消聲作用,消聲設備一般應布置在靠近機房的氣流穩定的管段上。當消聲器直接布置在機房內時,消聲器、檢查門及消聲器后至機房隔墻的那段風管必須有良好的隔聲措施;當消聲器布置在機房外時,其位置應盡量臨近機房隔墻,而且消聲器前至隔墻的那段風管(包括拐彎靜壓箱或彎頭)也應有良好的隔聲措施,以免機房內的噪聲通過消聲設備本體、檢查門及風管的不嚴密處再次傳入系統中,使消聲設備輸出端的噪聲增高。
        在有些情況下,如系統所需的消聲量較大或不同房間的允許噪聲標準不同時,可在總管和支管上分段設置消聲設備。在支管或風口上設置消聲設備,還可適當提高風管風速,相應減小風管尺寸。

    10.2.6 管道穿過圍護結構的處理。
        管道本身會由于液體或氣體的流動而產生振動,當與墻壁硬接觸時,會產生固體傳聲,因此應使之與彈性材料接觸,同時也為防止噪聲通過孔洞縫隙泄露出去而影響相鄰房間及周圍環境。

    10.3 隔 振

    10.3.1 設置隔振的條件。
        通風、空調和制冷裝置運行過程中產生的強烈振動,如不予以妥善處理,將會對工藝設備、精密儀器等的工作造成影響,并且有害于人體健康,嚴重時,還會危及建筑物的安全。因此,本條規定當通風、空調和制冷裝置的振動靠自然衰減不能達到允許程度時,應設置隔振器或采取其他隔振措施,這樣做還能起到降低固體傳聲的作用。

    10.3.2~10.3.4 選擇隔振器的原則。
          1 從隔振器的一般原理可知,工作區的固有頻率,或者說包括振動設備、支座和隔振器在內的整個隔振體系的固有頻率,與隔振體系的質量成反比,與隔振器的剛度成正比,也可以借助于隔振器的靜態壓縮量用下式計算:

    說明公式35.jpg

     振動設備的擾動頻率取決于振動設備本身的轉速,即

    說明公式36.jpg

    隔振器的隔振效果一般以傳遞率表示,它主要取決于振動設備的擾動頻率與隔振器的固有頻率之比,如忽略系統的阻尼作用,其關系式為:

    說明公式37.jpg

     由式(37)可以看出,當f/f0趨近于0時,振動傳遞率接近于1,此時隔振器不起隔振作用;當f=f0時,傳遞率趨于無窮大,表示系統發生共振,這時不僅沒有隔振作用,反而使系統的振動急劇增加,這是隔振設計必須避免的;只有當f/f0>√2時,亦即振動傳遞率小于1,隔振器才能起作用,其比值愈大,隔振效果愈好。雖然在理論上,f/f0愈大愈好,但因設計很低的f0,不但有困難、造價高,而且當f/f0>5時,隔振效果提高得也很緩慢,通常在工程設計上選用f/f0=2.5~5,因此規定設備運轉頻率(即擾動頻率或驅動頻率)與隔振器的固有頻率之比,應大于或等于2.5。
        彈簧隔振器的固有頻率較低(一般為2Hz~5Hz),橡膠隔振器的固有頻率較高(一般為5Hz~10Hz),為了發揮其應有的隔振作用,使f/f0=2.5~5,因此,本規范規定當設備轉速小于或等于1500r/min時,宜選用彈簧隔振器;設備轉速大于1500r/min時,宜選用橡膠等彈性材料墊快或橡膠隔振器。對彈簧隔振器適用范圍的限制,并不意味著它不能用于高轉速的振動設備,而是因為采用橡膠等彈性材料已能滿足隔振要求,而且做法簡單,比較經濟。
        各類建筑由于允許噪聲的標準不同,因而對隔振的要求也不盡相同。由設備隔振而使與機房毗鄰房間內的噪聲降低量NR可由經驗公式(38)得出:

    說明公式38.jpg

    允許振動傳遞率(T)隨著建筑和設備的不同而不同,具體建議值見表17:

    說明表17.jpg

      2 為了保證隔振器的隔振效果并考慮某些安全因素,橡膠隔振器的計算壓縮變形量,一般按制造廠提供的極限壓縮量的1/3~1/2采用;橡膠隔振器和彈簧隔振器所承受的荷載,均不應超過允許工作荷載;由于彈簧隔振器的壓縮變形量大,阻尼作用小,其振幅也較大,當設備啟動與停止運行通過共振區其共振振幅達到最大時,有可能使設備及基礎起破壞作用。因此,條文中規定,當共振振幅較大時,彈簧隔振器宜與阻尼大的材料聯合使用。

          3 當設備的運轉頻率與彈簧隔振器或橡膠隔振器垂直方向的固有頻率之比為2.5時,隔振效率約為80%,自振頻率之比為4~5時,隔振效率大于93%,此時的隔振效果才比較明顯。在保證穩定性的條件下,應盡量增大這個比值。根據固體聲的特性,低頻聲域的隔聲設計應遵循隔振設計的原則,即仍遵循單自由度系統的強迫振動理論,高頻聲域的隔聲設計不再遵循單自由度系統的強迫振動理論,此時必須考慮到聲波沿著不同介質傳播所發生的現象,這種現象的原理是十分復雜的,它既包括在不同介質中介面上的能量反射,也包括在介質中被吸收的聲波能量。根據上述現象及工程實踐,在隔振器與基礎之間再設置一定厚度的彈性隔振墊,能夠減弱固體聲的傳播。

    10.3.5 對隔振臺座的要求。
        加大隔振臺座的質量及尺寸等,是為了加強隔振基礎的穩定性和降低隔振器的固有頻率,提高隔振效果。設計安裝時,要使設備的重心盡量落在各隔振器的幾何中心上,整個振動體系的重心要盡量低,以保證其穩定性。同時應使隔振器的自由高度盡量一致,基礎底面也應平整,使各隔振器在平面上均勻對稱,受壓均勻。

    10.3.6、10.3.7 減緩固體傳振和傳聲的措施。
        為了減緩通風機和水泵設備運行時,通過剛性連接的管道產生的固體傳振和傳聲,同時防止這些設備設置隔振器后,由于振動加劇而導致管道破裂或設備損壞,其進出口宜采用軟管與管道連接。這樣做還能加大隔振體系的阻尼作用,降低通過共振時的振幅。同樣道理,為了防止管道將振動設備的振動和噪聲傳播出去,支吊架與管道間應設彈性材料墊層。管道穿過機房圍護結構處,其與孔洞之間的縫隙,應使用具備隔聲能力的彈性材料填充密實。

    10.3.8 使用浮筑雙隔振臺座來減少振動。

    11 絕熱與防腐

    11.1 絕 熱

    11.1.1 需要進行保溫的條件。
        為減少設備與管道的散熱損失、節約能源、保持生產及輸送能力,改善工作環境、防止燙傷,應對設備、管道(包括管件、閥門等)應進行保溫。由于空調系統需要保溫的設備和管道種類較多,本條僅原則性地提出應該保溫的部位和要求。

    11.1.2 需要進行保冷的條件。
        為減少設備與管道的冷損失、節約能源、保持和發揮生產能力、防止表面結露、改善工作環境,設備、管道(包括閥門、管附件等)應進行保冷。由于空調系統需要保冷的設備和管道種類較多,本條僅原則性地提出應該保冷的部位和要求。特別需要指出的是,水源熱泵系統的水源環路應根據當地氣象參數做好保溫、保冷或防凝露措施。

    11.1.3 對設備與管道絕熱材料的選擇要求。
        近年來,隨著我國高層和超高層建筑物數量的增多以及由于絕熱材料的燃燒而產生火災事故的慘痛教訓,對絕熱材料的燃燒性能要求會越來越高,規范建筑中使用的絕熱材料燃燒性能要求很有必要,設計采用的絕熱材料燃燒性能必須滿足相應的防火設計規范的要求。相關防火規范包括《建筑設計防火規范》GB 50016、 《高層民用建筑設計防火規范》GB 50045。

    11.1.4 對設備與管道絕熱材料保溫層厚度的計算原則。

    11.1.5 對設備與管道絕熱材料保冷層厚度的計算原則。

    11.1.6 對復合型風管絕熱性能的要求。

    11.1.7 對設計設備與管道絕熱設計的要求。

    11.2 防 腐

    11.2.1 設備、管道及其配套的部、配件的材料選擇。
        設備、管道以及它們配套的部件、配件等所接觸的介質是包括了內部輸送的介質與外部環境接觸的物質。民用建筑中的設備、管道的使用條件通常較為良好,但也有一些使用條件比較惡劣的場合?照{機組的冷凝水盤,由于經常性有凝結水存在,一般常用不銹鋼底盤;廚房灶臺排風罩與風管輸運空氣中也存在大量水蒸氣,常用不銹鋼板制作;游泳館的空調設備與風道除了會與水汽接觸外,還會與氯離子接觸,因此常采用帶有耐腐蝕涂膜的散熱翅片、無機玻璃鋼風管或耐腐蝕能力較好的彩鋼板制作的風管;同樣,用于海邊附近的空調室外機,通常也選用帶有耐腐蝕涂膜的散熱翅片;對于設置在室外設備與管道的外表面材料也應具有抗日射高溫及紫外線老化的能力。如此,設計必須根據這些條件正確選擇使用材料。

    11.2.2 金屬設備與管道外表面防腐。
        一般情況下,有色金屬、不銹鋼管、不銹鋼板、鍍鋅鋼管、鍍鋅鋼板和用作保護層的鋁板都具有很好的耐腐蝕能力,不需要涂漆。但這些金屬材料與一些特定的物質接觸時也會產生腐蝕,如:鋁、鋅材料不耐堿性介質,不耐氯、氯化氫和氟化氫,也不宜用于銅、汞、鉛等金屬化合物粉末作用的部位;奧氏體鉻鎳不銹鋼不耐鹽酸、氯氣等含氯離子的物質。因此這類金屬在非正常使用環境條件下,也應注意防腐蝕工作。
        防腐蝕涂料有很多類型,適用于不同的環境大氣條件。用于酸性介質環境時,宜選用氯化橡膠、聚氨酯、環氧、聚氯乙烯螢丹、丙烯酸聚氨酯、丙烯酸環氧、環氧瀝青、聚氨酯瀝青等涂料;用于弱酸性介質環境時,可選用醇酸涂料等;用于堿性介質環境時,宜選用環氧涂料等;用于室外環境時,可選用氯化橡膠、脂肪族聚氨酯、高氯化聚乙烯、丙烯酸聚氨酯、醇酸等;用于對涂層有耐磨、耐久要求時,宜選用樹脂玻璃鱗片涂料。

    11.2.3 涂層的底漆與面漆。
        為保證涂層的使用效果和壽命,涂層的底層涂料、中間涂料與面層涂料應選用相互間結合良好的涂層配套。

    11.2.4 涂漆前管道外表面的處理應符合涂層產品的相應要求。
        為保證涂層質量,涂漆前管道與設備的外表面應平整,把焊渣、毛刺、鐵銹、油污等清除干凈。一般情況下在在防腐工程施工驗收規范中都有規定。但對于有特殊要求時,如需要噴射或拋射除銹、火焰除銹、化學除銹等,應在設計文件中規定。

    11.2.5 對用于與奧氏體不銹鋼表面接觸的絕熱材料的相關要求。
        國家標準《工業設備及管道絕熱工程施工規范》GB 50126中規定:用于奧氏體不銹鋼設備或管道上的絕熱材料,其氯化物、氟化物、硅酸鹽、鈉離子含量的規定如下:

    說明公式39.jpg

    說明表18.jpg

     

        本附錄提供了我國除香港、澳門特別行政區、臺灣外28個省級行政區、4個直轄市所屬294個臺站的室外空氣計算參數。由于臺站遷移,觀測條件不足等因素,個別臺站的基礎數據缺失,統計年限不足30年。統計年限不足30年的計算結果在使用時應參照鄰近臺站數據進行比較、修正。咸陽、黔南州及新疆塔城地區等個別臺站的濕球溫度無記錄,可參考表19的數值選取。

        本附錄絕大部分臺站基礎數據的統計年限為1971年1月1日至2000年12月31日。在標準編制過程中,編制組與國家氣象信息中心合作,投入了很大的精力整理計算室外空氣計算參數,為了確保方法的準確性,編制組提取1951~1980年的數據進行整理與《工業企業供暖通風和空氣調節設計規范》TJ 19進行比對,最終確定了各個參數的確定方法。本標準編制初期是2009年,還沒有2010年的基礎數據,由于氣象部門的整編數據是以1為起始年份,每十年進行一次整編,因此編制組選用1971年至2000年的數據整理計算形成了附錄A。2010年底,標準編制進入末期,為了能使設計參數更具時效性,編制組又聯合氣象部門計算整理了以1981年至2010年為基礎數據的室外空氣計算參數。經過對比,1981年至2010年的供暖計算溫度、冬季通風室外計算溫度及冬季空氣調節室外計算溫度上升較為明顯,夏季空氣調節室外計算溫度等夏季計算參數也有小幅上升。以北京為例,供暖計算溫度為-6.9℃,已經突破了-7℃。不同統計年份下,北京、西安、烏魯木齊、哈爾濱、廣州、上海的室外空氣計算參數比對情況見表20。

        據氣象學人士的研究:自20世紀60年代起,烏魯木齊、青島、廣州等臺站的年平均氣溫均表現為顯著的升溫趨勢,21世紀前幾年,極端最高氣溫的年際值都比多年平均值偏高。同時,20世紀60年代中后期和70年代中期是極端低溫事件發生的高頻時段,70年代初和80年代初是極端高溫事件發生的低頻時段,90年代后期是極端高溫事件發生的高頻時期。因此,室外空氣計算參數的結果也隨之發生變化。表20可以看出1951~1980年的室外空氣計算參數最低,這是由于1951~1980年是極端最低氣溫發生頻率較高的時期;1971~2000年由于氣溫逐漸升高,室外空氣氣象參數也隨之升高,1981~2010年則更高?紤]到近兩年來冬季氣溫較往年同期有所下降,如果選用1981~2010年的計算數據,對工程設計,尤其是供暖系統的設計影響較大,為使數據具有一定的連貫性,編制組在廣泛征求行業內部專家學者意見的基礎上,最終決定選用1971~2000年作為本規范室外空氣計算參數的統計期,形成附錄A。

    說明表19.jpg

    說明表20.jpg

     

        本規范附錄C和附錄D分7個緯度(北緯20°、25°、30°、35°、40°、45°、50°),6種大氣透明度等級給出了太陽輻射照度值,表達形式比較簡捷,而且概括了全國情況,便于設計應用。在附錄D中,分別給出了直接輻射和散射輻射值(直接輻射與散射輻射值之和,即為相應時刻透過標準窗玻璃進入室內的太陽總輻射照度),為空氣調節負荷計算方法的應用和研究提供了條件。根據當地的地理緯度和計算大氣透明度等級,即可直接從附錄C、附錄D中查到當地的太陽輻射照度值,從設計應用的角度看,還是比較方便的。

     

        夏季空氣調節用的計算大氣透明度等級分布圖,其制定條件是在標準大氣壓力下,大氣質量M=2,(M=1/sinβ,β—高度角,這里取β=30°)。

        根據附錄E所標定的計算大氣透明度等級,再按本規范第4.2.4條表4.2.4進行大氣壓力訂正,即可確定出當地的計算大氣透明度等級。這一附錄是根據我國氣象部門有關科研成果中給出的我國七月大氣透明度分布圖,并參照全國日照率等值線圖改制的。

    附錄F 加熱由門窗縫隙滲入室內的冷空氣的耗熱量

        本附錄根據近年來冷風滲透的研究成果及其工程應用情況,給出了采用縫隙法確定多層和高層民用建筑滲透冷空氣量的計算方法。

        1 在確定L0時,應用通用性公式(F.0.2-2)進行計算。原因是規范難以涵蓋目前出現的多種門窗類型,且同一類型門窗的滲風特性也有不同。式(F.0.2-2)中的外門窗縫隙滲風系數α1值可由供貨方提供或根據現行國家標準《建筑外窗空氣滲透性能分級及其檢測方法》,按表F.0.3-1采用。

        2 根據朝向修正系數n的定義和統計方法, υ0應當與n=1的朝向對應,而該朝向往往是冬季室外最多風向;若n值以一月平均風速為基準進行統計,υ0應當取為一月室外最多風向的平均風速?紤]一月室外最多風向的平均風速與冬季室外最多風向的平均風速相差不大,且后者可較為方便地獲得,故本附錄式(F.0.2-2)中的υ0取為冬季室外最多風向的平均風速。

        3 本附錄采用冷風滲透壓差綜合修正系數m,式(F.0.2-3)引入熱壓系數Cr和風壓差系數△Cf,使其成為反映綜合壓差的物理量。當m>0時,冷空氣滲入。

        4 當滲透冷空氣流通路徑確定時,熱壓系數Cr僅與建筑內部隔斷情況及縫隙滲風特性有關。因建筑日趨多樣化,且確定Cr的解析值需求解非線性方程,獲取Cr的理論值非常困難。本附錄根據典型建筑門窗設置情況及其縫隙特性,通過對有關參數的數量級分析,提供了熱壓系數Cr的推薦值。一般認為,滲透冷空氣經外窗、內(房)門、前室門和樓梯間(電梯間)門進入氣流豎井。本規范表F. 0. 3-2中,若前室門或樓梯間(電梯間)設門,則0.2≤Cr≤0.6;否則,Cr≥0.6。對于內(房)門也是如此。所謂密閉性好與差是相對于外窗氣密性而言的。Cr的幅值范圍應為0~1. 0,但為便于計算且偏安全,可取下限為0.2。有條件時,應進行理論分析與實測。

        5 風壓差系數△Cf不僅與建筑表面風壓系數Cf有關,而且與建筑內部隔斷情況及縫隙滲風特性有關。當建筑迎風面與背風面內部隔斷等情況相同時,△Cf僅與Cf有關;當迎風面與背風面Cf分別取絕對值最大,既1.0和-0.4時,△Cf=0.7,可見該值偏安全。有條件時,應進行理論分析與實測。

        6 因熱壓系數Cr對熱壓差均有作用,本附錄中有效熱壓差與有效風壓差之比C值的計算式(F.0.2-5)中不包括Cr。

        7 豎井計算溫度tn',應根據樓梯間等豎井是否采暖等情況經分析確定。

    附錄G 滲透冷空氣量的朝向修正系數n值

        本附錄給出的全國104個城市的滲透冷空氣量的朝向修正系數n值,是參照國內有關資料提出的方法,通過具體地統計氣象資料得出的。所謂滲透冷空氣量的朝向修正系數,是1971~1980年累年一月份各朝向的平均風速、風向頻率和室內外溫差三者的乘積與其最大值的比值,即以滲透冷空氣量最大的某一朝向n=1,其他朝向分別采取n<1的修正系數。在附錄中所列的104個城市中,有一小部分城市n=1的朝向不是采暖問題比較突出的北、東北或西北,而是南、西南或東南等。如烏魯木齊南向n=1,北向n=O.35;哈爾濱南向n=1,北向n=O.30。有的單位反映這樣規定不盡合理,有待進一步研究解決?紤]到各地區的實際情況及小氣候因素的影響,為了給設計人員留有選擇的余地,在附錄的表述中給予一定靈活性。

    附錄H 夏季空調冷負荷簡化計算方法計算系數表

        本附錄依據典型房間計算得出,該典型房間是在廣泛征集目前國內通常采用的公共建筑房間類型基礎上確定的,具有較好的代表性;計算系數是利用本規范附錄A的氣象參數,參照國內外有關資料,對國內外主流空調冷負荷商業計算軟件比對、分析、協調、統一、改進后,用多種軟件共同計算獲得的。計算結果考慮了不同軟件的綜合影響。

        本附錄依據典型房間確定各種類型輻射分配比例,設計人員可根據建筑的具體情況以及個人經驗選擇使用。

        輕型房間典型內圍護結構和重型房間典型內圍護結構見表21和表22。

    說明表21.jpg

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    民用建筑供暖通風與空氣調節設計規范

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