9、冷源与热源

　　9.1 一般规定

　　9.1.1 本条规定了选择空气调节冷热源的总原则。

　　冷热源设计方案一直是需要供冷、供热空气调节设计的首要难题，根据中国当前各城市供电、供热、供气的不同情况，在工业建筑中，空气调节冷热源及设备的选择可以有以下多种方案组合：

　　电制冷、工业余热或区域热网(蒸汽、热水)供热;

　　电制冷、燃煤锅炉供热;

　　电制冷、人工煤气或天然气供热;

　　电制冷、电热水机(炉)供热;

　　空气源热泵、水源热泵冷(热)水机组供冷、供热;

　　直燃型溴化锂吸收式冷(温)水机组供冷、供热;

　　蒸汽(热水)溴化锂吸收式冷水机组供冷、城市小区蒸汽(热水)热网供热;

　　蒸汽驱动式压缩式热泵机组区域集中供热。

　　如何选定合理的冷热源组合方案，达到技术经济最优化是比较困难的。因为国内各城市能源结构，价格均不相同，工业建筑的全生命周期和经济实力也存在较大差异，还受到环保和消防以及能源安全等多方面的制约。以上各种因素并非固定不变，而是在不断发展和变化。大、中型工程项目一般有几年建设周期，在这期间随着能源市场的变化而更改原来的冷热源方案也完全可能。在初步设计时应有所考虑，以免措手不及。

　　1  具有工业余热或区域供热时，应优先采用。这是国家能源政策、节能标准一贯的指导方针。我国工矿企业余热资源潜力很大，冶金、建材、电力、化工等企业在生产过程中也产生大量余热，这些余热都可能转化为供冷供热的热源，从而减少重复建设，节约一次能源。发展城市热源是我国城市供热的基本政策，北方城市发展较快，夏热冬冷地区的部分城市已在规划中，有的已在逐步实施。

　　2  在没有余热或区域供热的地区，通过技术经济比较及当地政策条件允许，空气调节冷热源可采用电动压缩式冷水机组加燃煤锅炉的供冷供热，这在工业工程中常用。燃煤锅炉主要应符合国家及当地环保相关标准的规定。

　　3  当具有电力、城市热力、天然气、城市煤气、油等其中两种以上能源时，为提高一次能源利用率及热效率，可按冷热负荷要求采用几种能源合理搭配作为空气调节冷热源。如电+气(天然气、人工煤气)、电+蒸汽、电+油等。实际上很多工程都通过技术经济比较后采用了这种复合能源方式，取得了较好的经济效益。城市的能源结构应该是电力、热力、燃气同时发展并存，同样，空气调节也应适应城市的多元化能源结构，用能源的峰谷、季节差价进行设备选型，提高能源的一次能效，使用户得到实惠。

　　4  热泵技术是属于国家大力提倡的节能技术之一，有条件时应积极推广。在夏热冬冷地区，空气源热泵冷热量出力较适合该地区建筑物的冷热负荷，空气源热泵的全年能效比较好，并且机组安装方便，不占机房面积，管理维护简单，因此推荐在中、小型生产厂房及辅助建筑中使用。但该地区冬季相对湿度较高，应考虑夜间低温高湿造成热泵机组化霜停机的影响;对于干旱缺水地区，宜采用空气源热泵或土壤源热泵系统。当采用土壤源热泵系统时，中、小型建筑空调冷热负荷的比例比较容易实现土壤全年热平衡，因此也推荐使用，但应考虑厂区敷设地埋管对生产规模扩建的影响。

　　5  中国河流年均水温的地区分布形势大体与气温一致。河流年均水温略高于当地年均气温，差值一般为1℃～2℃。但当高山冰雪融水在河流补给中占主要地位的地区则相反，年均水温低于气温1℃～2℃。中国河流水温的年内变化过程，大部分地区均为在春、夏增温阶段，水温低于当地气温;秋、冬降温阶段，水温高于当地气温。采用蒸发冷却空气处理方式，冷却水采用直流式地表水，可降低被处理空气温度，此时地表水即为天然冷源。

　　一般地下水水温是本地年平均温度。采用地表水作天然冷源时，强调再利用是对资源的保护，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对水资源保护必须采取的措施。为保证地下水不被污染，地下水宜采用与空气间接接触的冷却方式。

　　条件具备时，室外新风可作为天然冷源：在室外气温适宜的条件下，室外新风可作为冷源;干空气具备吸湿降温能力，有称“天然冷却能力”，或称“干空气能”，可作为天然冷源。

　　6 水源热泵是一种以低位热能作能源的热泵机组，具有以下优点：

　　(1)可利用地下水，江、河、湖水或工业余热作为热源，供供暖和空气调节系统用，供暖运行时的性能系数(COP)一般大于4，节能效果明显;

　　(2)与电制冷中央空气调节相比，投资相近;

　　(3)调节、运转灵活方便，便于管理和计量收费。

　　7 本款是新增内容，这里的热泵包括压缩式热泵以及吸收式热泵。

　　工业项目中很多设备都需要给机械运转部分循环水冷却，如大型空压机、大型氧气压缩机、大型风机、发电机等，工业炉窑中的冷却水套需要循环水，循环水带走余热，循环水也成为一种热源。采用水源热泵机组提取其中的热量，技术上是可行的，只要做到经济上合理即可。

　　吸收式热泵是一种机械装置，以高品位热能(蒸汽、热水、燃气)作推动力，回收低品位余热，形成可被工业和民用建筑使用的热能，投入产出比一般在1.8～2.5之间，是典型的节能环保型技术。提出采用吸收式热泵，主要是在热电、冶炼(钢铁、有色金属)、石化(石油、化工)、纺织等行业，利用25℃～60℃的低温余热水，通过少量高品位热能驱动，制取45℃～90℃中高温热水，供区域集中供热，可实施规模化回收，据统计，节能效率达45%～55%。

　　蒸汽驱动式压缩热泵机组是一种大型机械压缩装置，以各种蒸汽作为蒸汽机的驱动力，驱动压缩机作功实现热力循环，回收各种低品位的余热，可以运用在热电厂、市政污水处理厂、油田采油污水、煤矿伴生水、冶金(钢铁)、电子、化工、制药、食品等领域。制热效率/COP(定义为热泵制热量和热泵能耗的比值)通常和温度压头(热泵冷凝器侧热水出水温度和热泵蒸发器侧热源水出水温度差)相关，在40℃～60℃温度压头范围内，其制热COP通常在4.0～6.0之间，是典型的节能环保型技术。

　　8  1996年建设部在《市政公用事业节能技术政策》中提出发展城市燃气事业，搞好城市燃气发展规划，贯彻多种气源、合理利用能源的方针。目前，除城市煤气发展较快以外，西部天然气迅速开发，西气东输工程已在实施，输气管起自新疆塔里木的轮南地区，途经甘肃、宁夏、山西、河南、安徽、江苏、上海等地，2004年已建成投产，可稳定供气30年。川气东送2010年已建成，同年8月正式投入运行，是继“西气东输”管线工程之后建成的又一条横贯中国东西部地区的绿色能源管道大动脉。同时，中俄共设管道引进俄国天然气，广东建设液化天然气码头，用于广东南部地区。

　　天然气燃烧转化效率高、污染少，是较好的清洁能源，而且可以通过管道长距离输送。这些优点正是发达国家迅速发展的主要原因。用于工业建筑空气调节冷热源的关键在于气源成本，采用燃气型直燃机或燃气锅炉具有如下优点：

　　(1)有利于环境质量的改善;

　　(2)解决燃气季节调峰;

　　(3)平衡电力负荷;

　　(4)提高能源利用率。

　　9 本款是新增内容。

　　燃气冷热电三联供是一种能量梯级利用技术，以天然气为一次能源，产生热、电、冷的联产联供系统。推广热电联产、集中供热，提高热电机组的利用率、发展热能梯级利用技术，热、电、冷联产技术和热、电、煤气三联供技术，提高热能综合利用率符合《中华人民共和国节约能源法》的基本精神。

　　在天然气充足的地区，当电力负荷、热负荷和冷负荷能较好匹配，并能充分发挥冷热电联产系统的综合能源利用效率时，可以采用分布式燃气冷热电三联供系统，利用小型燃气轮机、燃气内燃机、微燃机等设备将天然气燃烧后获得高温烟气首先用于发电，然后利用余热在冬季供暖，在夏季通过驱动吸收式制冷机供冷，充分利用了排气的热量，大量节省了一次能源，减少碳排放。

　　我国天然气开发和利用作为改善能源结构、提高环境质量的重要措施，北京、上海、哈尔滨、济南、南京、成都等地政府出台了一些优惠政策，鼓励热电冷三联供项目的发展。

　　中国在国外投资的一些项目中，项目所在地基础设施很差，供水、供电、交通都要从无到有做起，热电联供、冷电联供、冷热电三联供无疑是能源高效利用的最佳途径。用煤、燃气、重油发电的情况都有，暖通工程师作为项目的参与者，有必要倡导并实施联供技术。

　　需要指出的是，工业领域三联供中的供冷不单指空调供冷，供热不单指建筑供热，也同时指工艺用冷、用热。需用全局的、开放的眼光审视三联供问题，有利于对三联供技术作出正确合理的判断。

　　10  水环热泵系统是利用水源热泵机组进行供冷和供热的系统形式之一，20世纪60年代首先由美国提出，国内从20世纪90年代开始已在一些工程中采用。系统按负荷特性在各房间或区域分散布置水源热泵机组，根据房间各自的需要，控制机组制冷或制热，将房间余热传向水侧换热器(冷凝器)或从水侧吸收热量(蒸发器)以双管封闭式循环水系统将水侧换热器连接成并联环路，以辅助加热和排热设备供给系统热量的不足和排除多余热量。

　　水环热泵系统的主要优点是：机组分散布置，减少风道占据的空间，设计施工简便灵活、便于独立调节;能进行制冷工况和制热工况机组之间的热回收，节能效益明显;比空气源热泵机组效率高，受室外环境温度的影响小。因此推荐(宜)在全年空气调节且同时需要供热和供冷的厂房内使用。

　　水环热泵系统没有新风补给功能，需设单独的新风系统，且不易大量使用新风;压缩机分散布置在室内，维修、消除噪声、空气净化、加湿等也比集中式空气调节复杂，因此应经过经济技术比较后采用。

　　水环热泵系统的节能潜力主要表现在冬季供热时。有研究表明，由于水源热泵机组夏季制冷COP值比集中式空气调节的冷水机组低，冬暖夏热的我国南方地区(例如福建、广东等)使用水环热泵系统比集中式空气调节反而不节能。因此上述地区不宜采用。

　　11  蓄冷(热)空气调节系统近几年在中国发展较快，其意义在于可均衡当前的用电负荷，缩小峰谷用电差，减少电厂投资，提高发电输配电效率，对国家和电力部门具有重要的意义和经济效益。对用户来说，有多大的实惠，主要看当地供电部门能够给出的优惠政策，包括分时电价和奖励。经过几年国内较多工程实践说明，双工况主机和蓄冷设备的质量一般都较好，在设计上关键是合理的系统设计和系统控制以及设备选型。经过技术经济论证，当用户能在可以接受的年份内回收所增加的初投资时，宜采用蓄冷(热)空气调节系统。

　　9.1.2 本条规定了采用电直接加热设备作为热源的限制条件，为强制性条文。

　　常见的直接用电供热的情况有电锅炉、电热水器、电热空气加热器、电暖气及电暖风机等。采用高品位的电能直接转换为低品位的热能，热效率低、运行费用高，用于供暖空调热源是不经济的。合理利用能源，提高能源利用率，节约能源是我国基本国策。考虑到国内各地区以及工业建筑的情况，只有在符合本条所指的特殊情况下才能采用。

　　1  工矿企业一些分散的建筑，远离集中供热区域，如偏远的泵站、仓库、值班室等，这些建筑通常体积小，热负荷也较小，集中供热管道太长，管网热损失及阻力过大，不具备集中供热的条件，为了保证必要的职业卫生条件，当无法利用热泵供热时，允许采用电直接加热。

　　4 这里指配电室等重要电力用房，在严寒地区，设备余热不足，又不能采用热水或蒸汽供暖的情况。在工业企业中常见的是一些小型的配电室等。

　　5 工业企业本身设置了可再生能源发电系统，其发电量能够满足部分厂房或辅助建筑供热需求，为了充分利用发电能力，允许采用这部分电能直接供热。

　　9.1.3 区域供冷在工业企业或工业区有其适用条件。

　　9.1.4 本条规定了蒸发冷却冷水机组作为冷源选择的基本原则，为新增条文。

　　通常情况下，当室外空气的露点温度低于14℃～15℃时，采用间接—直接蒸发冷却方式，可以得到接近16℃的空调冷水作为空调系统的冷源。直接蒸发冷却式系统包括水冷式蒸发冷却、冷却塔冷却、蒸发式冷凝等。在西北部地区等于燥气候区，可通过蒸发冷却方式直接提供用于空调系统的冷水，减少人工制冷的能耗，符合条件的地区推荐优先推广采用。

　　9.1.5 本条规定了机组台数选择。

　　机组台数的选择应按工程大小、负荷运行规律而定，一般不宜少于2台;大工程台数也不宜过多。单台机组制冷量的大小应合理搭配，当单机容量调节下限的制冷量大于建筑物的最小负荷时，可选1台适合最小负荷的冷水机组，在最小负荷时开启小型制冷机组满足使用要求。为保证运转的安全可靠性，小型工程选用1台机组时应选择多台压缩机分路联控的机组，即多机头联控型机组。虽然目前冷水机组质量都比较好，有的公司承诺几万小时或10年不大修，但电控及零部件故障是难以避免的。

　　变频调速技术在目前冷水机组中的运用越来越成熟，自2010年起，我国变频冷水机组的应用呈不断上升的趋势。冷水机组变频后，可有效地提升机组部分负荷的性能，尤其是变频离心式冷水机组，变频后其综合部分负荷性能系数IPLV通常可提升30%左右;相应地，由于变频器功率损耗及其配用的电抗器、滤波器损耗，变频后机组在名义工况点的满负荷性能会有一定程度的降低，通常在3%～4%。所以，对于负荷变化比较大或运行工况变化比较大的场合，适宜选用变频调速式冷水机组，用户既可获得实际常用工况和负荷下的更高性能，节省了运行能耗，又可以实现对配电系统的零冲击电流。配置多台机组时，有人认为定频机组配合变频机组使用，既节约设备初投资又能达到需要的负荷调节精度，也有人认为全部配置变频调速机组运行调节能力更好，具体的配置方式需根据具体的工程情况经技术经济分析后确定。

　　9.1.6 本条是关于电动压缩式机组制冷剂的选择。

　　1991年我国政府签署了《关于消耗臭氧层物质的蒙特利尔议定书》(以下简称《议定书》)伦敦修正案，成为按该《议定书》第五条第一款行事的缔约国。我国编制的《中国消耗臭氧层物质逐步淘汰国家方案》由国务院批准。该方案规定，对臭氧层有破坏作用的CFC-11、CFC-12制冷剂最终禁用时间为2010年1月1日。对于当前广泛用于空气调节制冷设备的HCFC-22以及HCFC-123制冷剂是过渡制冷剂，按照《议定书》调整案的要求，需要加速淘汰HCFCs，2030年完成HCFCs物质生产和消费的淘汰(允许每年保留基线水平2.5%用于制冷维修领域，直到2040年为止)。

　　压缩式冷水机组的使用年限较长，一般在20年以上，当选用过渡制冷剂时应考虑禁用年限。

　　9.2 电动压缩式冷水机组

　　9.2.1 本条规定了电动压缩式冷水机组的总装机容量。

　　对装机容量问题，在工业建筑的工程项目中曾进行过详细的调查，一般制冷设备装机容量普遍偏大，这些制冷设备和变配电设备“大马拉小车”或机组闲置的情况浪费了大量资金。对国内空气调节工程的总结和运转实践说明，装机容量偏大的现象虽有所好转，但在一些工程中仍有存在，主要原因如下：一是空调负荷计算方法不够准确，二是不切实际地套用负荷指标，三是设备选型的附加系数过大。冷水机组总装机容量过大会造成投资浪费。同时，由于单台的装机容量也同时增加，还导致了其低负荷工况下的能效降低。因此对设计的装机容量作出了本条规定。

　　目前大部分主流厂家的产品都可以按照设计冷量的需求来配置和提供冷水机组，但也有一些产品采用的是“系列化或规格化”生产。为了防止冷水机组的装机容量选择过大，本条对总容量进行了限制。对于工艺要求必须设置备用冷水机组时，其备用冷水机组的容量不统计在本条规定的装机容量之中。

　　9.2.2 本条规定了水冷式冷水机组制冷量的范围划分。

　　本条对目前生产的水冷式冷水机组的单机制冷量作了大致的划分，供选型时参考。考虑到工业建筑的复杂性，表9.2.2中仍保留了涡旋式、往复式冷水机组的选型范围，以方便使用。

　　(1)表9.2.2中对几种机型制冷范围的划分，主要是推荐采用较高性能参数的机组，以实现节能。

　　(2)螺杆式和离心式之间有制冷量相近的型号，可通过性能价格比选择合适的机型。

　　9.2.3 冷水机组名义工况制冷性能系数(COP)是指在表8温度条件下，机组以同一单位标准的制冷量除以总输入电功率的比值。

　　表8 名义工况时的温度条件

　　机组性能系数应符合现行国家标准《冷水机组能效限定值及能源效率等级》GB  19577中的要求，提倡采用高性能设备，可选用现行国家标准《冷水机组能效限定值及能源效率等级》GB  19577中2级能效等级以上的机组。同时指出在机组选型时，除考虑满负荷运行时的性能系数外，还应考虑部分负荷时的性能系数。

　　9.2.4 本条规定了冷水机组电动机供电方式要求。

　　9.2.5  氨作为制冷剂，有较好的热力学及热物理性质，其ODP(消耗臭氧层潜值)和GWP(全球变暖潜值)值均为0。随着CFCs及HCFCs的禁用和限用，随着氨制冷的工艺水平和研发技术不断提高，氨制冷的应用项目和范围将不断扩大。

　　9.3 溴化锂吸收式机组

　　9.3.1 本条规定了溴化锂吸收式机组的选型。

　　采用饱和蒸汽和热水为热源的溴化锂吸收式冷水机组有单效机组、双效机组和热水机组三种形式。除利用废热或工业余热、可再生能源产生的热源、区域或市政集中热水为热源外，矿物质能源直接燃烧和提供热源的溴化锂吸收式机组均不应采用单效型机组。

　　9.3.2 本条规定了溴化锂吸收式冷(温)水机组的燃料选择。

　　溴化锂吸收式冷(温)水机组的燃料选择根据节能环保要求，宜按本条顺序。

　　1  利用废热或工业余热作为溴化锂机组的热源有利于节能，但考虑实际经济效益，一般有压力不低于30kPa的废热蒸汽或温度不低于80℃的废热热水等适宜的热源时才采用。

　　2 可再生能源作为溴化锂机组的热源，如太阳能、地热能等，需经过技术经济比较确定。

　　3  直燃式溴化锂冷(温)水机组，本款推荐了采用矿物质能源的顺序，其中天然气是直燃机的最佳能源，在无天然气的地区宜采用人工煤气或液化石油气。燃油时，目前都采用0号轻柴油而不用重柴油，因为重柴油黏度大，必须加热输送。在南方地区可在重柴油中加入20%～40%的轻柴油，输送时可不加热。重柴油对设计、管理都带来不便，因此不宜采用。

　　9.3.3 本条规定了选用直燃型溴化锂吸收式冷(温)水机组的原则。

　　1  直燃机组的额定供热量一般为额定供冷量的70%～80%，这是一个标准的配置，也是较经济合理的配置，在设计时尽可能按照标准型机组来选择，我国多数地区(需要供应生活热水除外)都能满足要求。同时，设计时要分别按照供冷工况和供热工况来预选直燃机。如果供冷、供热两种工况下选择的机型规格相差较大时，宜按照机型较小者来配置，并增加辅助的冷源或热源装置。

　　2  当热负荷大于机组供热量时，用加大机组型号的方法是不可取的，因为要增加投资、降低机组效率。加大高压发生器和燃烧器虽然可行，但也应有限制，否则会影响机组高、低压发生器的匹配，同样造成低效，导致能耗增加。

　　3 按冬季热负荷选择溴化锂吸收式冷(温)水机组，夏季供冷能力不足时应设辅助制冷措施。

　　9.3.4 本条规定了溴化锂吸收式冷(温)水机组的冷(热)量修正。

　　虽然近年来溴化锂吸收式机组在保持真空度、防结垢、防腐等方面采取了多方位的有效措施，产品质量大为提高，但真正做好、管理好还是有一定难度的。因为溴化锂吸收式机组都是由换热器组成，结垢和腐蚀的影响很大。从某些工程运行的情况看，因结垢、腐蚀造成的冷量衰减现象仍然存在。至于如何修正，可根据水质及水处理的实际状况确定。

　　9.3.5 本条规定了溴化锂吸收式三用直燃机的选型要求。

　　由于此机型具备系统简单、占用面积小等优点，在实际工程中有广泛应用，在设计选型中需注意以下问题：三用机的工作模式混淆，被曲解为同时供冷、供热、供生活热水，实际上应该是夏季单供冷、供冷及供生活热水，春秋季供生活热水，冬季供暖、供暖及供生活热水。

　　有如此多的用途，三用机受到业主的欢迎。由于在设计选型中存在一些问题，致使在实际工程使用中出现不尽如人意之处。分析其原因是：

　　(1)对供冷(温)和生活热水未进行日负荷分析与平衡，由于机组能量不足，造成不能同时满足各方面的要求。

　　(2)未进行各季节的使用分析，造成不经济、不个理运行、效率低、能耗大。

　　(3) 在供冷(温)及生活热水系统内未设必要的控制与调节装置，管理无法优化，造成运行混乱，达不到便用要求，以致运行成本提高。

　　直燃机是价格昂贵的设备，尤其是三用机，要搞好合理匹配、系统控制、提高能源利用率是设计选型的关键。当难以满足生活热水供应要求，又影响供冷(温)质量时，即不符合本条和本规范第9.3.3条的要求时，应另设专用热水机组提供生活热水。

　　9.3.6 本条规定了溴化锂吸收式机组的水质要求。

　　吸收式机组对水质的要求较高，应满足国家现行相关标准的要求，以防止和减少对机组换热管的结垢和腐蚀。

　　9.3.7 本条规定了直燃型机组的储油、供油、燃气系统的设计要求。

　　直燃型溴化锂吸收式冷(温)水机组储油、供油、燃气供应及烟道的设计应符合现行国家标准《锅炉房设计规范》GB 50041、《建筑设计防火规范》GB  50016、《城镇燃气设计规范》GB 50028、《工业企业煤气安全规程》GB 6222等的要求。

　　9.4 热 泵

　　9.4.1 本条规定了空气源热泵冷(热)水机组的选型原则。

　　本条提出选用空气源热泵冷(热)水机组时应注意的问题：

　　(1)空气源热泵机组应优选机组性能系数较高的产品，以降低投资和运行成本。此外，先进科学的融霜技术是机组冬季运行的可靠保障。机组冬季运行时，换热盘管强度低于露点温度时，表面产生冷凝水，冷凝水低于0℃就会结霜，严重时就会堵塞盘管，明显降低机组效率，为此必须除霜。除霜方法有多种，包括原始的定时控制、温度传感器控制和近几年发展的智能控制，最佳的除霜控制应是判断正确，除霜时间短，做到完美是很难的。设计选型时应进一步了解机组的除霜方式，通过比较判断后确定。

　　(2)机组多数安装在屋面，应考虑机组噪声对周边建筑环境的影响，尤其是夜间远行，若噪声超标不但会遭到投诉，还会被勒令停止运行。

　　(3)在北方寒冷地区采用空气源热泵机组是否合适，根据一些文献分析和对北京、西安、郑州等地实际使用单位的调查，归纳意见如下：

　　1)日间使用，对室温要求不太高的建筑可以采用;

　　2)室外计算温度低于—20℃的地区，不宜采用;

　　3)当室外强度低于空气源热泵平衡点温度(即空气源热泵供热量等于建筑耗热量时的室外计算温度)时，应设置辅助热源。在辅助热源使用后，应注意防止冷凝温度和蒸发温度超出机组的使用范围。

　　以上仅从技术角度指出了空气源热泵在寒冷地区的使用，设计时还需从经济角度全面分析。在有集中供热的地区就不宜采用。

　　一些公司已推出适用于低温环境(—12℃～20℃)运行的机组，为在寒冷地区推广应用空气源热泵创造了条件。同时空气源热泵还可以拓宽现有的应用途径，如和水源热泵串级应用，为低温热水辐射供暖系统提供热源等。

　　我国幅员辽阔、气温差异较大，对空气源热泵的应用应按可靠性与经济性为原则因地制宜地结合当地的综合条件而确定。

　　9.4.2 本条规定了空气源热泵机组的制热量计算。

　　空气源热泵机组的冬季制热量会受到室外空气温度、湿度和机组本身的融酸性能的影响，在设计工况下的制热量通常采用下式计算：

　　式中：Q——机组设计工况下的制热量(kW);

　　q——产品标准工况下的制热量(标准工况：室外空气干球温度7℃、湿球温度6℃)(kW);

　　K1——使用地区室外空气调节计算干球温度的修正系数，按产品样本选取;

　　K2——机组融霜修正系数，应根据生产厂家提供的数据修正，当无数据时每小时融霜一次取0.9，两次取0.8。

　　每小时融霜次数可按所选机组融霜控制方式，冬季室外计算温度、湿度选取或向生产厂家咨询。对于多联机空调系统，还要考虑管长的修正。

　　9.4.3 本条规定了地埋管地源热泵系统设计的基本要求。

　　1 地埋管地源热泵系统的采用首先应根据工程场地条件、地质勘查结果，评估埋地管换热系统实施的可能性与经济性。

　　2  利用岩土热响应实验进行地埋管换热器的设计，是将岩土综合热物性参数、岩土初始平均温度和空调冷热负荷输入专业软件，在夏季工况和冬季工况运行条件下进行动态耦合计算，通过控制地埋管换热器夏季运行期间出口最高温度和冬季运行期间进口最低温度，进行地埋管换热器的设计。

　　3  采用地埋管地源热泵系统，埋管换热系统是成败的关键。这种系统的设计与计算较为复杂，地埋管的埋管形式、数量、规格等应根据系统的换热量、埋管土地面积、土壤的热物理特性、地下岩土分布情况、机组性能等多种因素确定。

　　4  地源热泵地埋管系统的全年总释热量和总吸热量(单位均为kW·h)基本平衡是地埋管地源热泵系统成败的关键。对于地下水径流流速较小的地埋管区域，在计算周期内，地源热泵系统总释热量和总吸热量应相平衡。两者相差不大指两者的比值为0.8～1.25。对于地下水径流流速较大的地埋管区域，地源热泵系统总释热量和总吸热量可以通过地下水流动(带走或获取热量)取得平衡。地下水径流流速的大小区分原则为：1个月内，地下水的流动距离超过沿流动方向的地埋管布置区域的长度为较大流速;反之，为较小流速。

　　5  当无法取得地埋管系统的总释热量和总吸热量的平衡时，设计可以通过增加辅助热源或冷却塔辅助散热的方法解决;还可以采用设置其他冷、热源与地源热泵系统联合运行的方法解决，通过检测地下土壤温度，调整运行策略，保证整个冷、热源系统全年的高效率运行。

　　6 地埋管泄漏后，防冻剂会造成污染，故不建议使用。

　　9.4.4 本条规定了地下水水源热泵的基本要求。第4款为强制性条款。

　　1  应通过工程场地的水文地质勘查、试验资料，取得地下水资源详细数据，包括连续供水量、水温、地下水径流方向、分层水质、渗透系数等参数。有了这些资料才能判定采用地下水的可能性。水源热泵的正常运行对地下水的水质有一定的要求。为满足水质要求可采用具有针对性的处理方法，如采用除砂器、除垢器、除铁处理等。正确的水处理手段是保证系统正常运行的前提，不容忽视。

　　2  采用变流量设计是为了尽量减少地下水的用量和减少输送动力消耗。但要注意的是：当地下水采用直接进入机组的方式时，应满足机组对最小水量的限制要求和最小水量变化速率限制的要求，这一点与冷水机组变流量系统的要求相同。

　　3  地下水直接进入机组还是通过换热器后间接进入机组，需要根据多种因素确定，包括水质、水温和维护的方便性。水质好的地下水宜直接进入机组，反之采用间接方法;维护简单工作量不大时采用直接方法，反之亦然;地下水直接进入机组有利于提高机组效率，反之亦然。因此设计人员可以通过技术经济分析后确定，本条提供的方法正是遵照了这些原则。

　　4  为了保护宝贵的地下水资源，要求采用地下水全部回灌，并回灌到原取水层。回灌到原取水层可形成取水、回灌水的良性循环，既保障了水源热泵系统的稳定运行，又避免了人为改变地下水资源环境。

　　9.4.5 本条规定了水源热泵设计的原则。

　　1 在工程方案设计时，通常可假设所使用的水源温度计算出机组所需的总水量。然后进行技术经济比较。

　　2  充足稳定的水量、合适的水温、合格的水质是水源热泵系统正常运行的重要因素。机组冬、夏季运行时对水源温度的要求不同，一般冬季不宜低于10℃，夏季不宜高于30℃，采用地表水时应特别注意。有些机组在冬季可采用低于10℃的水源，但使用时应进行技术经济比较。关于水质，在目前还未设有机组产品标准的情况下，可参照下列要求：pH值为6.5～8.5，CaO含量<200mg/L，矿化度<3g/L，Cl-<100mg/L，SO2-4<200mg/L，Fe2+<1mg/L，H2S<0.5mg/L，含砂量<1/200000。

　　3  水源的供给分直接供水和间接供水(即通过板式换热器换热)。采用间接供水，可保证机组不受水源水质不好的影响，能减少维修费用和延长使用寿命，尤其是采用小型分散式系统时，应采用间接式供水。当采用大、中型机组集中设置在机房时，可视水源水质情况确定。如果水质符合标准，不需采取处理措施时，可采用直接供水。

　　9.4.6 本条规定了水环热泵空气调节系统的设计要求。

　　1  循环水的温度范围是根据热泵机组的正常工作范围、冷却塔的处理能力和使用板式换热器时的水温确定的。为使水温保持在这个范围内，需设置温度控制装置，用水温控制辅助加热装置和排热装置的运行。

　　2  由于热泵机组换热器对循环水水质有较高的要求，一般不允许直接采用与大气直接接触的开式冷却塔。采用闭式冷却塔能够保证水质且系统简单，但价格较高(为开式冷却塔的2～3倍)、重量较大(为开式冷却塔的4倍左右)，我国目前产品较少;采用换热器和开式冷却塔的系统，也可以保证流经热泵机组的水质，但多一套循环水系统，系统较复杂且增加了水泵能耗;因此需经技术经济比较后确定循环水系统方案，一般认为系统较小时可采用闭式冷却塔。

　　3 水环热泵空气调节系统的最大优势是冬季可减少热源供热量，但要考虑白天和夜间等不同时段的需热和余热之间的热平衡关系，经分析计算确定其数值。

　　9.5 蒸发冷却冷水机组

　　9.5.1  根据水蒸发冷却原理，蒸发冷却冷水机组制取的冷水温度受气象条件的限制，在不同的气象条件下制取的冷水温度有所不同。直接蒸发冷却冷水机组和间接蒸发冷却冷水机组的供水温度主要取决于室外湿球温度和干、湿球温度差。采用间接-直接蒸发冷却冷水机组的供水温度介于低于湿球温度而接近露点温度的范围。表9列举了部分地区的间接-直接蒸发冷却冷水机组适宜的供水温度计算结果。

　　表9 西北地区主要城市间接-直接蒸发冷却冷水机组出水温度计算结果

　　9.5.2 本条规定了蒸发冷却冷水机组设计供回水温差的要求，为新增条文。

　　蒸发冷却冷水机组按照末端温差可分为：大温差型冷水机组，其适宜的最大温差为10℃;小温差型冷水机组，其适宜的最大温差为5℃。采用何种形式的冷水机组应结合当地室外空气计算参数、室内冷负荷特性、末端设备的工作能力合理确定，水系统温差过小会增加水泵运行功耗，水系统温差过大会增加冷水机组单位冷量的能耗，应根据技术经济合理的要求确定蒸发冷却冷水机组设计供回水温差。

　　9.5.3 本条是关于采用蒸发冷却冷水机组时空调末端水系统的规定，为新增条文。

　　根据不同的连接方式其对应的水系统流程通常有三种方式：

　　(1)独立式[图4(a)]：供给显热末端的冷水直接回到冷水机组，新风机组不利用末端的回水。

　　(2)串联式[图4(b)]：供给显热末端的冷水经显热末端利用后再通过新风机组的空气冷却器预冷新风，然后回到冷水机组。该形式的系统就是为了更好地利用于空气能“自然冷却”，从而减少显热末端需处理的显热负荷，相比独立式系统进一步降低了冷水机组的装机容量，减少了管道输送系统及末端设备;

　　(3)并联式[图4(c)]：冷水机组制取的冷水分别单独供给显热末端与新风机组，然后显热末端与新风机组的回水混合后回到冷水机组。该系统相比于串联式，冷水机组的供回水温差较小但冷水流量较大。该系统进一步提高了新风机组的降温能力，但是对建筑物的占用空间较大。

　　图4 蒸发冷却水系统流程

　　9.5.4 本条是关于蒸发冷却冷水机组选型的规定，为新增条文。

　　蒸发冷却冷水机组分为直接蒸发冷却冷水机组、间接蒸发冷却冷水机组、间接-直接蒸发冷却冷水机组。

　　(1)直接蒸发冷却冷水机组的产出介质为冷水，冷水由滴水填料式直接蒸发冷却或喷淋式直接蒸发冷却制取。工作介质(冷却排风)与产出介质(冷水)直接接触，工作介质温度升高，湿度增加，排至室外，而产出介质降温后，送入室内显热末端，如干式风机盘管、辐射末端、冷梁等。

　　(2)间接蒸发冷却冷水机组的产出介质为冷水，冷水由喷淋式冷却盘管制取。工作介质(冷却排风及循环喷淋水或冷却水)与产出介质(冷水)不直接接触，产出介质始终在冷却盘管内流动，通过冷却盘管壁与外界工作介质进行换热，工作介质温度升高，排至室外，而管内的产出介质降温后，送入室内显热末端，如干式风机盘管、辐射末端、冷梁等。

　　(3)间接-直接蒸发冷却复合冷水机组的产出介质为冷水，其工作过程就是间接蒸发冷却和直接蒸发冷却的复合过程。首先室外空气先经过一个间接蒸发冷却器实现等湿降温后再经过滴水填料与循环水充分接触，实现等焓降温直接蒸发冷却，通过这个间接-直接蒸发冷却复合冷水机组，可以获得较低温度的冷水，其中间接蒸发冷却器可以为表冷器或管式间接蒸发冷却器等，其中之一设备形式示意图如图5中所示。

　　图5 间接-直接蒸发冷却冷水机组示意图

　　蒸发冷却冷水机组选型时应根据室外气象条件而定。我国幅员辽阔，地区海拔差异很大，受海上风及地理位置等因素的影响，形成湿热、温湿、干旱及半干旱等多样气候条件，多样的气候条件决定了蒸发冷却冷水机组在不同的地区有不同的适用性。

　　9.6 冷热电联供

　　9.6.1 本条规定了冷热电联供系统的配置原则，为新增条文。

　　本规范提到的冷热电联供是适用于工厂类工业建筑的分布式冷热电联供系统，不包括大型工业开发区类大型热电联供系统。系统配置形式与特点见表10。

　　表10 系统配置形式与特点

　　9.6.2 本条规定了烟气余热利用方式，为新增条文。

　　1  采用余热锅炉生产热水或蒸汽用于供热，采用热水或蒸汽型溴化锂吸收式冷水机组供冷，是比较稳妥的一种余热利用方式。烟气成分随燃料的不同而不同，含尘量大，含粘接性烟尘、有腐蚀性的烟气，对设备的要求较高，烟气型余热锅炉技术上成熟，能够克服这些技术上的难题。而热水或蒸汽型溴化锂吸收式冷水机组技术上也是较成熟的。

　　2 当烟气成分、参数较适合采用溴化锂吸收式冷、热水机组时，可直接采用溴化锂吸收式冷、热水机组供冷、供热;

　　3 本款是第1款和第2款的综合。

　　9.7 蓄冷、蓄热

　　9.7.1 本条规定了蓄冷的条件。

　　1～3  采用蓄冷方式或者是为了节约初投资，或者是为了节约运行费用，但两者都只能作为采用蓄冷方案的必要条件而非充分条件，所以还应从技术经济层面上入手，做到方案整体上最优。

　　4 特殊场合，如矿山的避险硐室，采用相变蓄冷装置蓄冷，作为灾难时降温使用。

　　5 这里指的是供电能力有限的情况。

　　9.7.2 本条规定了集中蓄热的条件。

　　蓄热要比蓄冷应用的更为普遍。蓄热的介质包括水、相变材料等。

　　9.7.3 本条规定了蓄冷空调负荷计算和蓄冷方式的选择，为新增条文。

　　1  对于一般的工业建筑来说，典型设计蓄冷时段通常为一个典型设计日。对于全年非每天使用(或即使每天使用但使用负荷并不总是满负荷的厂房，如阶段性工艺生产等)，其满负荷使用的情况具有阶段性，这是根据实际负荷使用的阶段性周期作为典型设计蓄冷时段来进行的。

　　由于蓄冷系统存在间歇运行的特点，空调系统不运行的时段内，建筑构件(主要包括楼板、内墙)仍然有传热而形成了一定的蓄热量，这些蓄热量需要空调系统来带走。因此在计算空调蓄冷系统典型设计日的总冷量(kW·h)时，除计算空调系统运行时间段的冷负荷外，还应考虑上述附加冷负荷。

　　2  对于用冷时间短，并且在用电高峰时段需冷量相对较大的系统，可采用全负荷蓄冷;一般工程建议采用部分负荷蓄冷。在设计蓄冷-释放周期内采用部分负荷的蓄冷空调系统，应考虑其在负荷较小时以全负荷蓄冷方式运行。

　　9.7.4 本条规定了选择载冷剂的要求。

　　蓄冰系统中常用的载冷剂是乙烯乙二醇水溶液，其浓度愈大，凝固点愈低。一般制冰出液温度为—7℃～—6℃，蓄冰需要其蒸发温度为—11℃～—10℃，因此希望乙烯乙二醇水溶液的凝固温度在—14℃～—11℃之间。所以常选用乙烯乙二醇水溶液体积浓度为25%左右。

　　9.7.5 本条规定了乙烯乙二醇水溶液作为载冷剂的要求。

　　1  乙烯乙二醇水溶液系统的溶液膨胀箱，容量计算原则与水系统中的膨胀水箱相同，存液和补液设备一般由存液箱和补液泵组成，存液箱兼作配液箱使用。补液泵扬程、存液箱容积按本规范  第9.9.13条和第9.9.14条的相关规定计算确定。对冰球式系统尚应考虑冰球结冰后的膨胀量。

　　2 乙烯乙二醇水溶液的物理特性与水不同，与水相比，其密度和黏度均较大，而热容量较小，故对一般水力计算得出的水管阻力、溶液流量均应进行修正。

　　3 蓄冷系统的载冷剂一般选用乙烯乙二醇水溶液，遇锌会产生絮状沉淀物。

　　4 由载冷剂乙烯乙二醇水溶液直接进入空气调节系统末端设备时，要求空气调节水管路系统安装后确保清洁、严密，而且管材不得选用镀锌管材。

　　5 载冷剂乙烯乙二醇水溶液管高处与水系统一样会有空气集存，应予以即时排除。

　　6 多台并联的蓄冰装置采用并联连接时，设置流量平衡阀是为了保证每台蓄冰装置流量分配均衡，从而实现均匀蓄冷和取冷。

　　7  载冷剂系统中的阀门性能非常重要，它们直接影响系统中各种运行工况之间的正确转换，而且要确保在制冰工况下，防止低温溶液进入板式换热器，引起用户侧不流动的水冻结，破坏板式换热器的结构。

　　8 一个冰蓄冷系统，常用的运行工况有：蓄冰、蓄球装置单独供冷、制冷机单独供冷，制冷机与蓄冰装置联合供冷等。实现工况转换宜配合自动控制。

　　9.7.6 本条规定了蓄冰装置的设计要求。

　　1  蓄冷装置种类很多，蓄冷与取冷的机理也各不相同，因而其性能特征不同。蓄冷特性包括两个内容，即为保证在电网的低谷时段(一般约为7～9时)完成全部冷量的蓄存，应能提供出的两个必要条件：确定制冷机在制冰工况下的最低运行温度(一般为—4℃～—8℃)，用以计算制冷机的运行效率，根据最低运行温度及保证制冷机安全运行的原则，确定载冷剂的浓度(一般为体积浓度25%～30%)。

　　2  对用户及设计单位来说，蓄冰装置的取冷特性是非常重要的，因为所选蓄冰装置在融球取冷时，冷水温度能否保持、逐时取冷量能否保证是一个空气调节系统稳定运行的前提条件之一。所以蓄冰装置的完整取冷特性曲线中，应能明确给出装置逐时可取出的冷量(常用取冷速率来表示和计算)及其相应的溶液温度。

　　对取冷速率，通常有两种定义法：

　　其一，取冷速率是单位时间可取出的冷量与蓄冰装置名义总蓄冷量的比值，以百分数表示(一般球盘管式蓄冰装置均按此种方法给出);

　　其二，取冷速率是菜单位时间取出的冷量与该时刻蓄冰装置内实际蓄存的冷量的比值，以百分数表示(一般封装式蓄冰装置均按此种方法给出)。

　　由于定义不同，在相同取冷速率时，实际上取出的冷量并不相等。因此在选择产品时，务必首先了解清楚其定义方法。

　　9.7.7 本条规定了设备容量的确定。

　　全负荷蓄冰系统初投资最大，占地面积大，但运行费最节省。部分负荷蓄冰系统则既减少了装机容量，又有一定蓄能效果，相应减少了运行费用。本规范附录L中所指一般空气调节系统运行周期为1天21h，实际工程(如教堂)使用周期可能是一周或其他。

　　一般产品规格和工程说明书中，常用蓄冷量量纲为冷吨(RT·h)时，它与标准量纲的关系为;1RT·h=3.517kW·h。

　　9.7.8 本条规定了蓄冰时段供冷措施。

　　1 蓄冰时段内供冷负荷较小时，为了整个系统的简化，建议在大系统制冰工况下，在环路中增设小循环泵取冷管路，保证少量用冷需求。

　　2  一般制冷机在制冰工况下效率比较低，连续空气调节负荷可以让冷机在空气调节工况下连续运行解决供冷，以保证制冷机的运行效率永远最高。即在系统中另设制冷机按空气调节工况运行来负担这部分负荷，以保证系统运行更为节能与节省运行费。这台制冷机称为基载制冷机，意为满足基本需求的制冷机。当然，制冰冷机和蓄冰装置容量计算中不需考虑这部分负荷。

　　9.7.9 本条规定了冰蓄冷系统的冷水供回水温度的温差要求。

　　采用蓄冷空调系统时，由于能够提供比较低的供水温度，应加大冷水供回水温差，节省冷水输送能耗。在蓄冰空调系统中，由于系统形式、蓄冰装置等的不同，供水温度也会存在一定的区别，因此设计中要根据不同情况来确定。

　　设计中要根据不同蓄冷介质和蓄冷取冷方式来确定空调冷水供水温度。各种方式常用冷水温度范围可参考表11。表11中也列出了采用水蓄冷时的适宜供水温度。

　　表11 不同蓄冷介质和蓄冷取冷方式的空调冷水供水温度(℃)

　　9.7.10 本条规定了共晶盐相变材料的蓄冷，为新增条文。

　　作为蓄冰装置，不论其发生相变的材料是水还是其他共晶盐，都要求蓄冷和取冷特性应满足本规范的要求。

　　水最适于作首选的相变材料，但其相变结冰温度有限，只能在0℃时进行，因此要求制冷机需在双工况下工作。制冰时蒸发器出液温度需降至—8℃～—5℃，致使制冷效率大幅度下降。如果制冷机不便于实现双工况下工作，而又想利用蓄冷系统，则要利用相变材料。为配合一般制冷机工作，常选相变温度为4℃～8℃。若为特殊工艺服务，如食品、制药等行业，可根据要求选用不同的相变温度。

　　9.7.11 本条规定了水蓄能系统设计。

　　1  为防止蒸发器内水的冻结，一般制冷机出水温度不宜低于4℃，而且4℃水密度最大，便于利用温度分层蓄存，通常可利用温差为6℃～7℃，特殊情况利用温差可达8℃～10℃。

　　2  水池蓄冷、蓄热系统的设计，关键是要尽量提高水池的蓄能效率。因此蓄冷、蓄热水池容积不宜过小，以免传热损失所占比例过大。水池加深有利于冷热水分层，能减少水池内冷热水的掺混。加深形式可以多种多样，如水池保温和内壁的处理，进出水口的布置等。结构可以是钢结构或混凝土结构。

　　3 一般蓄能槽均为开式系统，管路设计一定要配合自动控制，防止水倒灌和管内出现真空(尤其对蓄热水系统)。

　　9.7.12 本条是关于消防水池不得兼作蓄热水池的规定，为强制性条文。

　　热水不能用于消防，消防水池不得作为蓄热水池使用。使用专用消防水池需要得到消防部门的认可。

　　9.8 换热装置

　　9.8.1 本条规定了换热器的选型原则。换热装置是一个含义很广的概念，在本章专指冷热源处常用到的换热装置。

　　1  目前可选用的换热器品种繁多，某些产品样本所列参数，选型表所列数据并非真实可靠，以样本的传热系数来区别产品的先进与否也比较困难，因为传热系数计算极其复杂，变化因素很多，与一、二次热源的流体介质、温度、流速及诸多热工系数的取值相关。在一些换热器样本中，对传热系数的标注均不相同。如3000W/(m2/℃)、4000W/(m2·℃)、3000W/(m2·℃)～7000W(m2·℃)等，从这些数据中难以判断产品的先进性。因此在选型时，应按生产厂的技术实力、生产装备，样本资料的科技含量、市场占有率、用户反应等情况综合考虑。

　　2  换热介质理化特性是确定换热器类型、构造、材质的重要因素，例如，水-水板式换热器由于结构紧凑、易于实现小温差换热的特点，在供暖空调中被广泛使用，但高温汽-水热交换器不适合采用板式换热器，因为板式换热器所用的胶垫在高温下使用寿命短。又如，当换热介质含有较大粒径杂质时，应选择高通过性流道形式的换热器。

　　9.8.2 本条规定了换热器的容量计算。

　　换热器的容量应根据计算的冷、热量进行选择，其台数与单台的供冷、供热能力应满足换热量的使用需求、分期增长的计划及考虑热源可靠稳定性等因素。

　　9.9 空气调节冷热水及冷凝水系统

　　9.9.1 本条规定了空气调节冷水参数。

　　工艺性空气调节系统冷水供回水温度，应根据空气处理工艺要求，并在技术可靠、经济合理的前提下确定。舒适性空气调节系统冷热水参数，应考虑冷热源、末端、循环泵功率的影响等因素，通过技术经济比较后确定。原规范规定：空气调节冷水供水温度：5℃～9℃，一般为7℃;空气调节冷水供回水温差：5℃～10℃，一般为5℃。由于工业建筑中工艺性空调系统种类繁多、要求各异，同时随着冷热源设备种类的增加、技术的进步、新的节能环保政策的出台等因素，上述参数显得过于简单、概括，但要全面概括各种情况，规范的篇幅可能过长，因此本规范中只提出原则性规定。

　　工业项目中生产用制冷和空气调节用制冷有时合并设置制冷站，甚至合并设置制冷系统，在工艺用冷为主时，冷媒参数应随工艺要求确定。

　　仅按设备种类划分，空气调节冷水参数的确定原则如下：

　　1  采用冷水机组直接供冷时，空调冷水供回水温度可按设备额定工况取7℃/12℃。循环水泵功率较大的工程(如厂区集中供冷)，在综合考虑制冷机组性能系数和制冷量影响的前提下，可适当降低供水温度、加大空调冷水供回水温差。

　　2  采用蓄冷装置的供冷系统，空调冷水供水温度应根据采用蓄冷介质和蓄冷、取冷方式确定，并应符合本规范第9.7.9条的相关规定;当采用蓄冷装置能获得较低的供水温度时，应尽量加大供回水温差。

　　4  采用蒸发冷却或天然冷源制取空调冷水时，空调冷水的供水温度应根据当地气象条件和末端设备的工作能力合理确定;当采用强制对流末端设备时，空调冷水供回水温差不宜小于4℃。

　　9.9.2 本条规定了空气调节热水供回水温差。

　　1  确定热水供回水温度时，也应综合各种因素，经技术经济比较后确定。冷热盘管夏季供冷、冬季供热，换热面积较大，热水温度不宜过高，供水温度50℃～60℃，供回水温差不宜小于10℃;专用加热盘管不受夏季工况的限制。

　　2  对于工业厂房，一次热源的温度一般较高，供暖空调设备有使用高温热水的条件。使用高温热水，可减小加热器面积，获得较高的送风温度，大温差供水系统输送能耗低、管材消耗小，因此规定：工艺性空调系统设专用加热盘管时，供水温度宜为70℃～130℃，供回水温差不宜小于25℃。

　　3  采用直燃式冷(温)水机组、空气源热泵、水源热泵等作为热源时，空调热水供回水温度和温差应按设备要求和具体情况确定，并应使设备具有较高的供热性能系数。

　　9.9.5 本条规定了直接供冷空调水系统的设计。

　　暖通术语规定如下：是同一个水系统，直接供冷，称为一级泵、二级泵等;经过了换热、划分成了不同的水系统，间接供冷，称为一次泵、二次泵等。

　　1  冷水机组定流量、负荷侧变流量的一级泵系统，形式简单，通过末端用户设置的水路两通自动控制阀调节各末端的水流量，是目前应用最广泛、最成熟的系统形式。在冷水机组允许、控制方案和运行管理可靠的前提下，为了节能，在技术经济条件合理时，也可采用冷水机组、负荷侧均变流量的一级泵系统。

　　2 负荷侧应按变流量系统设计，末端设备水路上设电动或气动阀，与末端设备联动。水路阀采用双位阀或调节阀。

　　3 一级泵系统是较常用的系统形式。

　　4、5 二级泵的选择设计：

　　(1)关于系统作用半径较大、设计系统阻力较高。

　　机房冷源侧阻力变化不大，因此系统设计水流阻力较高的原因一般是由于系统作用半径造成的，因此系统阻力是推荐采用二级泵或多级泵系统的充分必要条件。通过二级泵的变流量运行，可大大节约系统耗能。

　　(2)关于二级泵不分区域并联设置。一级泵负担冷源侧水系统阻力，二级泵负担负荷侧水系统阻力，通过运行调控，可实现水泵运行节能。

　　(3)关于分区域设置二级泵。当有些系统或区域空调冷热水的温度参数与冷热源的温度参数不一致，又不单独设置冷热源时，可采用设置二级混水泵和混水阀调节水温的直接供冷系统;当不同区域管网阻力相差较大时，分区域分别设置二级泵，有利于水泵运行节能。

　　6 多级泵的选择设计：

　　当系统作用半径大，即使采用二级泵系统，仍然扬程过高时，宜采用多级泵系统。对于冷热源集中设置且各建筑分散的大规模冷、热水系统，当输送距离较远且各用户管路阻力相差悬殊或用户所需水温不一致时，宜按系统或区域分别设置多级泵系统。

　　9.9.6 本条是关于二级泵或多级泵系统的设计，为新增条文。

　　1  一、二级泵之间的旁通管称为平衡管(也称盈亏管、耦合管)，其两侧接管端点，即为一级泵和二级泵负担管网阻力的分界点。当一、二级泵流量在设计工况完全匹配时，平衡管内应无水流通过，两端无压差。当一、二级泵流量在调节工况时，平衡管内有水流通过，保证冷源侧通过蒸发器的流量恒定，同时负荷侧的流量按需供给。为了防止平衡管内水‘倒流’现象，应进行水力计算。当分区域设置的二级泵采用分布式布置时，如平衡管远离机房设在各区域内，定流量运行的一级泵需负担机房和外网的阻力，应按最不利区域所需压力配置，功率很大，同时较近各区域平衡管前的资用压力过大，需用阀门调节克服，不符合节能，因此推荐平衡管的位置在冷源站房内。当平衡管内有水流通过时，也应尽量减少平衡管阻力，因此管径尽量大。

　　2  二级泵或多级泵可集中设置在冷源站房内，也可以设在服务的各区域内。集中设置管理简单，当水系统分区较多时，可考虑将二级泵或多级泵设置在各服务区内，但需校核从平衡管的分界点至二级泵或多级泵入口的阻力不应大于定压点高度，防止二级泵或多级泵入口处出现进气和气蚀。

　　3 二级泵或多级泵采用变频调速泵，比仅采用台数调节更节能。

　　9.9.7 本条是关于二次侧空调水系统的设计，为新增条文。

　　直接供冷(热)不满足使用要求时可通过换热间接供冷(热)。

　　1 按变流量系统设计时，末端设备应设温控两通阀，循环泵宜采用变频调速泵。

　　2 这里的分区域设置二次水系统，其原理与分区域设二级泵或多级泵相似。

　　9.9.8 本条是关于冷源侧定流量运行、负荷侧变流量运行时，空调水系统的设计。

　　(1)多台冷水机组和循环水泵之间宜采用一对一的管道连接方式(不包括冷源侧、负荷侧均变流量的一级泵系统)。当冷水机组与冷水循环泵之间采用一对一连接有困难时，常采用共用集管的连接方式，当一些冷水机组和对应的冷水泵停机，应自动隔断停止运行的冷水机组的冷水通路，以免流经运行冷水机组的流量不足。对于冷源侧、负荷侧均变流量的一级泵系统，冷水机组和冷水循环泵可不一一对应，并应采用共用集水管连接方式。冷水机组和冷水循环泵的台数变化及运行状态应根据负荷变化独立控制。

　　(2)空调末端装置应设置自控两通阀(包括开关控制和连续调节阀门)，才能实现系统流量按需求实时改变。

　　(3)工业上除电动两通阀外，也常用气动两通阀。

　　(4)自控旁通阀的口径应按本规范第11.2.8条的规定通过计算阀门流通能力(即流量系数)来确定，防止阀门选择过大。对于设置多台相同容量冷冻机组的系统，该设计流量就是一台冷水机组的流量。对于设置冷水机组大小搭配的系统，通常情况是多台大机组联合运行，小机组停运，但也可能有其他的大小搭配运行模式，但从冷水机组定流量运行的安全原则考虑，旁通阀设计流量选取容量最大的单台冷水机组的额定流量。

　　9.9.9 本条是关于冷源侧、负荷侧均变流量运行时，空调水系统的设计。

　　1 对适应变流量运行的冷水机组应具有的性能提出了要求。

　　2 水泵采用变速控制模式，其被控参数应经过详细的分析后确定，包括采用供回水压差、供回水温差、流量、冷量以及上述参数的组合等控制方式。

　　3  虽然应用于该系统的冷水机组均是流量允许变化的机型，但均有各自安全运行的最小流量，为了确保冷水机组均能达到最小流量，供、回水总管间应设置设计流量取各台冷水机组允许最小流量中的最大值的旁通调节阀(即空调末端全部关闭，冷冻机组在停机前，也可通过该旁通阀，有一个最低限度流量的冷冻水通过冷水机组)。

　　4  如果冷水机组蒸发器在设计流量下的水压降相差较大，由于系统的不平衡，在变流量运行时，流经阻力较大机组的水流量可能低于机组允许的最小流量，故作出本款规定。

　　9.9.10 本条规定了冷热水循环泵的选用原则。

　　1  对于两管制系统，一般按系统的供冷运行工况选择循环泵，供热工况时系统和水泵工况不吻合，往往水泵不在高效率区运行或系统为小温差大流量运行等，造成电能浪费，因此不宜冬、夏合用循环泵。当冬、夏季空气调节水系统流量及系统阻力相差不大时，从减少投资和机房占用面积的角度出发，也可以合用循环泵。

　　2  为保证流经冷水机组蒸发器的水量恒定，并随冷水机组的运行台数的增减，向用户提供适应负荷变化的空气调节冷水流量，要求一级泵设置的台数和流量与冷水机组“相对应”。考虑到如模块式冷水机组拥有多套蒸发器制冷系统的特殊情况，不再按原规范强调“一对一”，可根据模块组装成的冷水机组情况，灵活配备循环水泵台数，且流量应与冷水机组相对应。

　　3  变流量运行的每个分区的各级水泵的流量调节，可通过台数调节和水泵变速调节实现，但即使是流量较小的系统，也不宜少于2台，是考虑在小流量运行时，水泵可以轮流检修。但是同级水泵均采用变速方式时，如果台数过多，会造成控制上的困难。系统不分区时，可认为是一个大区，“每个分区(冷热水循环泵)不宜少于2台”同样适用。

　　4  空气调节热水循环泵的流量调节和水泵设置原则一般为流量调节，多数时间在小于设计流量状态下运行，只要水泵不少于2台，即可做到轮流检修。但考虑到严寒及寒冷地区对供暖的可靠性要求较高，而且设备管道等有冻结的危险，强调水泵设置台数不超过3台时，宜设置备用泵，以免水泵检修时，流量减少过多。上述规定与现行国家标准《锅炉房设计规范》GB  50041中“供热热水制备”一章的相关规定相符。

　　9.10 空气调节冷却水系统

　　9.10.1 本条是关于冷却水的循环使用和冷却塔供冷、热回收的规定。

　　为符合节水的要求，除采用地表水作为冷却水情况外，冷却水系统已不允许直流。冷水机组的冷凝废热也应通过冷却水尽量得到利用。例如，夏季可作为生活热水的预热热源，并宜在冷季充分利用冷却塔冷却功能进行制冷等。

　　9.10.2 本条规定了冷却水水温的限制和要求。

　　1  冷却水最高温度限制应根据压缩式冷水机组冷凝器的允许工作压力和溴化锂吸收式冷(温)水机组的运行效率等因素，并考虑湿球温度较高的炎热地区冷却塔的处理能力，经技术经济比较后确定。本规范参考相关标准提供的数值，并针对目前空气调节常用设备的要求进行了简化和统一，规定不宜高于33℃。

　　2  冷却水水温不稳定或过低会造成制冷系统运行不稳定、影响节流过程的正常进行、吸收式冷(温)水机组出现结晶事故等，所以增加了对一般冷水机组冷却水最低水温的限制(不包括水源热泵等特殊系统的冷却水)。本规范参照了相关标准中提供的数值。随着冷水机组技术配置的提高，对冷却水进口最低水温的要求也会有所降低，必要时可参考生产厂的具体要求。调节水温的措施包括控制冷却塔风机、控制供回水旁通水量等。

　　3  电动压缩式冷水机组的冷却水进出口温差是综合考虑了设备投资和运行费用、大部分地区的室外气候条件等因素，推荐了我国工程和产品的常用数据。吸收式冷(温)水机组的冷却水因为经过吸收器和冷凝器两次温升，进、出口温差比压缩式冷水机组大，推荐的数据是按照我国目前常用产品要求确定的。当考虑室外气候条件可采用较大温差时，应与设备生产厂配合选用非标准工况冷却水流量的设备。

　　9.10.3 本条是关于冷却水循环泵的选择。

　　1 为保证流经冷水机组冷凝器的水量恒定，要求冷却水循环泵台数和流量应与冷水机组相对应。

　　2 小型水冷柜式空气调节器、小型户式冷水机组等可以合用冷却水系统。

　　3  冷却水泵扬程包括冷却水系统阻力、系统所需扬水高差，有布水器的冷却塔和喷射式冷却塔等进水口要求的压力，这在工程设计中经常容易被忽略或漏掉，所以特作出本款规定。

　　9.10.4 本条规定了冷却塔的设置要求。

　　1  同一型号的冷却塔，在不同的室外湿球温度条件和冷水机组进出口温差要求的情况下，散热量和冷却水量不同，因此选用时需按照工程实际，对冷却塔的名义工况下设备性能参数进行修正，得到设计工况下的冷却塔性能参数，该参数应满足冷水机组的要求。

　　2 有旋转式布水器或喷射式等对进口水压有要求的冷却塔需保证其进水量，所以应和循环水泵相对应设置，详见本规范第9.10.3条的条文说明。

　　3 为防止冷却塔在0℃以下，尤其是间断运行时结冰，应采取防冻措施，包括在冷却塔底盘和室外管道设电加热设施，以及在合适的高度设泄空阀等。

　　4 冷却塔的设置位置不当，直接影响冷却塔散热量，且对周围环境产生影响。

　　6 由冷却塔产生火灾是工程中经常发生的事故，因此作出本款规定。

　　7  由于双工况制冷机组一般情况需昼夜运行，蓄冷工况和空调用冷工况冷冻水温、制冷量均不同，在相同冷却水量条件下，所需冷却水进出水温和温差亦不同。故应选用能满足两种工况冷却能力的冷却塔。

　　8 选用可风量调节的冷却塔，有利于冷却塔进、出水温差控制和节约电能。

　　9.10.5 本条规定了冷却水水质的要求。

　　1  由于补充水的水质和系统内的机械杂质等因素，不能保证冷却水系统水质，尤其是开式冷却塔能使水与空气大量接触，造成水质不稳定，产生和积累大量水垢、污垢，滋生微生物等，使冷却塔和冷凝器的传热效率降低，水流阻力增加，卫生环境恶化，对设备及管道造成腐蚀。因此为稳定水质，规定应采取相应措施。

　　3 电算机房专用水冷整体式空气调节器或分区设置的水源热泵机组等，这些设备内换热器要求冷却水洁净，一般不能将开式系统的冷却水直接送入机组。

　　4  在线清洗装置，是指工作状态下不停机清洗。有一种在线清洗装置在制冷机组冷却水入口向水系统内释放清洁球，在机组冷却水出口回收，并反复循环使用，自动清洗水冷管壳式冷凝器换热管内壁，可以有效降低冷凝器的污垢热阻，提高制冷效率。

　　9.10.6 本条规定了冷水机组和冷却水泵之间的连接方式和保证冷凝器水流量恒定的措施。

　　冷却水泵和冷水泵相同，与冷水机组之间有一对一连接和通过共用集管连接两种接管方式;为使正常运行的冷水机组所需水量不分流，冷凝温度稳定，冷水机组正常工作，共用集管接管时宜设电动或气动阀，且与冷水机组和冷却水泵连锁。

　　9.10.7 本条规定了并联冷却塔管路的流量平衡。

　　在并联冷却塔之间设置平衡管或公用连通水槽是为了避免各台冷却塔补水和溢水不均衡，造成浪费。另外，冷却塔进、出水管道设计时也应注意管道阻力平衡，以保证各台冷却塔要求的水量。

　　9.10.8 本条规定了并联冷却塔的水量控制。

　　冷却塔的旋转式布水器靠出水的反作用力推动运转，因此需要足够的水量和约0.1MPa的水压才能够正常布水;喷射式冷却塔的喷嘴也要求约0.1MPa～0.2MPa的压力。当并联冷却水系统中一部分冷水机组和冷却水泵停机时，系统总循环水量减少，如果平均进入所有冷却塔，每台冷却塔进水量过少，会使布水器或喷嘴不能正常运转，影响散热;冷却塔一般远高冷却水泵，如采用手动阀门控制十分不便;因此要求共用集管连接的系统应设置能够随冷却水泵频繁动作的自控阀门，在水泵停机时关断对应冷却塔的进水阀，保证正在工作的冷却塔的进水量。

　　9.10.9 本条规定了冷却水的补水量和补水点。

　　1  开式冷却水损失量占系统循环水量的比例计算或估算值：蒸发损失为每1℃水温降0.185%;飘逸损失可按生产厂提供数据确定，无资料时可取0.3%～0.35%;排污损失(包括泄漏损失)与补水水质、冷却水浓缩倍数的要求、飘逸损失量等因素相关，应经计算确定，一般可按0.3%估算。计算冷却水补水量的目的是为了确定补水管管径、补水泵、补水箱等设施，可以采用以上估算数值。

　　2 补水点位置应按是否设置集水箱确定。

　　集水箱的作用如下：

　　(1)可连通多台并联运行的冷却塔，使各台冷却塔水位平衡;

　　(2)可减少冷却塔底部存水盘容积及塔的运行重量;

　　(3)冬季使用的系统，停止运行时，冷却塔底部无存水，可以防止静止的存水冻结;

　　(4)可方便地增加系统间歇运行时所需存水容积，使冷却水循环泵能够稳定工作，详见本规范第9.10.10条的条文说明;

　　(5)为多台冷却塔统一补水、排污、加药等提供了方便操作的条件等。

　　设置水箱也存在占据机房面积、水箱和冷却塔高差过大时浪费电能等缺点。因此是否设置集水箱应根据工程具体情况确定，这里不作规定。

　　9.10.10 本条规定了间歇运行的冷却水系统的存水量。

　　间歇运行的冷却水系统，在系统停机后，冷却塔填料的淋水表面附着的水滴落下来。一些管道内的水容量由于重力作用，也从系统开口部位下落，系统内如没有足够的容纳这些水量的容积，就会造成大量溢水浪费;当系统重新开机时，首先需要一定的存水量，以湿润冷却塔干燥的填料表面和充满停机时流空的管道空间，否则会造成水泵缺水进气空蚀，不能稳定运行。

　　不设集水箱采用冷却塔底盘存水时，底盘补水水位以上的存水量不应小于冷却塔布水槽以上供水水平管道内的水容量，以及湿润冷却塔填料等部件所需水量;当冷却塔下方设置集水箱时，水箱补水水位以上的存水容积除满足上述水量外，还应容纳冷却塔底盘至水箱之间管道等的水容量。

　　湿润冷却塔填料等部件所需水量应由冷却塔生产厂提供，根据资料介绍，经测试，逆流塔约为冷却塔标称循环水量的1.2%，横流塔约为1.5%。

　　9.10.11 本条规定了集水箱的设置位置。

　　当冷却塔设置在多层或高层建筑的屋顶时，集水箱如设置在底层，不能利用高位冷却塔的位能，过多地增加了循环水泵的扬水高度和电力消耗，不符合节能原则，故规定集水箱宜设置在冷却塔的下一层，且冷却塔布水器与集水箱设计水位之间的高差不应超过8m。

　　9.11 制冷和供热机房

　　9.11.1 本条规定了制冷和供热机房(不含锅炉房，包含无压热水机房及换热间)的布置和要求。

　　制冷和供热机房的位置应根据工程项目的实际情况确定，尽可能设置在空气调节负荷的中心，这样可以避免环路长短不均，有利于各支路负荷的平衡，并能够减少管路输送长度和输送能耗。

　　1  机房内设备运行噪声比较大，为了保证机房内工作人员良好的工作环境，应设置值班室;设置控制室便于工作人员对机房内设备和末端进行控制和调节，是提高设备与系统管理水平、保障空气调节质量、实现机房自动化控制的需要。

　　2  地下机房应设置机械通风，这是地下空间的通用要求。地下机房是否设置事故通风，需根据潜在的危险因素、可能发生事故的概率、机组对机房配置的要求等确定。

　　3 由于机房内设备的尺寸都比较大，因此设计时就需考虑预留好安装洞和这些大型设备的运输通道，防止建筑结构完成后设备的就位困难。

　　4 为了保证机房内的室内环境，对机房地面、照明、给排水以及温度提出了要求。

　　9.11.2 本条规定了机房设备布置要求。

　　按当前常用的机型作了最小间距的规定。在设计布置时还是应尽量紧凑、不应宽打窄用、浪费面积，根据实践经验、设计图面上因重叠的管道摊平绘制，管道甚多，看似机房很挤，完工后却较宽松。所以按本条规定的间距设计一般不会拥挤。

　　9.11.3 本条规定了氨制冷机房的要求，为强制性条文。

　　氨是一种应用较广泛的中压中温制冷剂，其ODP(消耗臭氧层潜值)和GWP(全球变暖潜值)均为0，是一种环境友好型制冷剂。氨具有较好的热力学及热物理性质，单位容积制冷量大，黏度小，流动阻力小，传热性能好。氨制冷机的COP(制冷能效比)比采用R22、R134a的制冷机高出约12%～19%。氨制冷机在我国冷藏行业得到了广泛的应用，同样适用于其他类型的工业建筑或民用建筑，但应尤其注意安全问题。

　　1 关于氨制冷机房的设置位置，在《采暖通风与空气调节设计规范》GB  50019-2003中即有“氨制冷机房单独设置且远离建筑群”的规定，本次修订在条文中增加了程度用词“应”，并经编制组及审查专家组讨论，确定其为强制性条文。由于在建筑空调制冷中不允许采用氨直接蒸发式空调系统，而是先由氨制冷机组生产冷水或低温盐水作为载冷剂，因此单独设置氨制冷机房是可行的、必要的，对于降低使用氨的事故风险意义重大。

　　2 氨制冷机房的火灾危险性是乙类，根据现行国家标准《建筑设计防火规范》GB 50016的相关规定，严禁明火和电散热器供暖。

　　3 本款规定了氨制冷机房事故通风的要求。

　　4、5 关于氨泄压口和紧急泄氨装置的规定，是参考了现行国家标准《冷库设计规范》GB  50072作出的，并将其上升为强制性条款，是为了加强氨制冷使用的安全性。

　　9.11.4 本款规定了直燃机房的设计要求。

　　直燃机房的设计除机房布置和管路系统外，还包括室外储油罐、供回油系统、室内日用油箱及油路系统(或燃气系统)、排烟管道系统、消防及通风等方面，较为复杂，关键是安全和环保问题。以上各项设计涉及的规范较多，应按现行国家标准《建筑设计防火规范》GB  50016、《城镇燃气设计规范》GB  50028等的相关规定综合考虑协调解决。在原条文的基础上增加第7款规定，因为对于设置于地下室的大型直燃机组，特别是针对工业建筑，必须考虑因冷热负荷变化而引起的机组燃烧所需空气量的变化因素。机房内正压或负压过大，都不利于机组燃烧，也不利于平时的使用。增加本款的目的可以更加合理地设计通风系统，防止由于机组燃烧时所需空气量变化引起室内空气压力超出范围，影响机组燃烧工况。要求有风量调节能力，理论上可以采用变频调节技术，但是实际中为了减少投资，保证使用效果，不宜采用变频调节。可以采用送风机组与直燃机组连锁的方式实现风量调节。当通风管道或通风并直通室外时，其面积可计入机房的泄压面积;以免影响机组的燃烧效率及制冷效率。特别是送风系统，要具有风量调节能力，以适应机组的运行工况和机组燃烧空气量的变化，保证机房内空气压力在正常范围内。