天津市公共建筑节能设计标准(编辑修改稿)

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天津市公共建筑节能设计标准(编辑修改稿)

2025-08-10 19:31 本页面

【文章内容简介】 于表4．2．12的规定。表4．2．12 冷水(热泵)机组综合部分负荷性能系数注：1 IPLV是基于单台主机运行工况，其计算方法应符合本标准4．2．13条的规定；2 水冷变频离心式冷水机组的IPLV不应低于表中水冷离心式冷水机组限值的1．30倍； 3 水冷变频螺杆式冷水机组的IPLV不应低于表中水冷螺杆式冷水机组限值的1．15倍； 4 风冷式机组计算IPLV时，应考虑放热侧散热风机消耗的电功率。4．2．13 空调系统冷源的综合制冷性能系数(SCOP)不应低于表4．2．13的规定。 表4．2．13 冷源的综合制冷性能系数(SCOP)限值4．2．14 电机驱动的蒸气压缩循环冷水(热泵)机组的综合部分负荷性能系数(IPLV)应按下式计算和检测条件检测：式中：A——100％负荷时的性能系数(W／W)，冷却水进水温度30℃／冷凝器进气干球温度35℃；B——75％负荷时的性能系数(W／W)，冷却水进水温度26℃／冷凝器进气干球温度31．5℃；C——50％负荷时的性能系数(W／W)，冷却水迸水温度23℃／冷凝器进气干球温度28℃；D——25％负荷时的性能系数(W／W)，冷却水进水温度19℃／冷凝器进气干球温度24．5℃。4．2．15 名义制冷量大于7．1KW、采用电机驱动压缩机的单元式空气调节机、风管送风式和屋顶式空气调节机组时，其在名义制冷工况和规定条件下的能效比(EER)不应低于表4．2．15的规定。表4．2．15 单元式空气调节机、风管送风式和屋顶式空气调节机组能效比(EER)4．2．16 空气源热泵机组的性能应符合下列规定： 1 具有先进可靠的融霜控制，融霜时间总和不应超过运行周期时间的20％；2 冬季设计工况时机组性能系数(COP)，冷热风机组不应小于1．80，冷热水机组不应小于2．00；3 冬季室外设计温度低于当地平衡点温度，或对于室内温度稳定性有较高要求的空调系统，应设置辅助热源；4 对于同时供冷、供暖的建筑，宜选用热回收式热泵机组。注：冬季设计工况下的机组性能系数是指冬季室外空调计算温度条件下，达到设计需求参数时的机组供热量(W)与机组输入功率(W)的比值。4．2．17 空气源、风冷、蒸发冷却式冷水(热泵)式机组室外机的设置，应符合下列规定： 1 确保进风与排风通畅，在排出空气与吸入空气之间不发生明显的气流短路； 2 避免受污浊气流影响；3 噪声和排热符合周围环境要求；4 便于对室外机的换热器进行清扫。4．2．18 多联式分体空调(热泵)机组的制冷综合性能系数IPLV(C)不应低于表4．2．18的规定。表4．2．18 多联式分体空调(热泵)机组的制冷综合性能系数IPLV(C)名义制冷量(CC)／(KW)名义制冷综合性能系数IPLV(C)CC≤2828＜CC≤84CC＞844．2．19 直燃型溴化锂吸收式冷(温)水机组在名义工况下的性能参数应符合表4．2．19的规定。表4．2．19 溴化锂吸收式机组性能参数机型 名义工况 性能系数 冷(温)水进／出口温度(℃)冷却水进／出口温度(℃)性能系数(W／W)制冷供热直燃12/7（供冷）30/35≥—60（供热出口）——≥4．2．20 对于冬季或过渡季有供冷需求的建筑，应充分利用自然冷源如新风降温方式，经技术经济分析合理时，应利用冷却塔提供空气调节冷水或使用具有同时制冷和制热功能的空调(热泵)产品。4．2．21 采用蒸汽为热源，经技术经济比较合理时，应回收用汽设备产生的凝结水。凝结水回收系统应采用闭式系统。4．2．22 对常年存在一定生活热水需求的建筑，当采用电动蒸汽压缩循环冷水机组时，宜采用具有冷凝热回收功能的冷水机组。4．3 集中热水供暖系统4．3．1 供暖热负荷计算时，应考虑供暖房间明装管道、照明、办公设备的得热。4．3．2 集中供暖系统宜按南、北向分环供热的原则设计。4．3．3 集中供暖系统应具有分室(区)控温调节装置，并应充分考虑能实行分区热量计量的可能性。4．3．4 公共建筑内的高大空间，如大堂、候车(机)厅、展厅等宜采用辐射供暖方式，或采用辐射供暖作为补充。4．3．5 集中供暖水系统应按照《民用建筑供暖通风与空气调节设计规范》GB 50736的规定，严格进行水力平衡计算，且应通过各种措施使各并联环路之间(不包括共用段)的压力损失相对差额不大于15％。4．3．6 在选配集中供暖系统的循环水泵时，应计算循环水泵的耗电输热比(EHR)，并应标注在施工图的设计说明中。循环泵耗电输热比应符合下式要求：式中：EHR——集中供暖系统的循环水泵的耗电输热比；G——每台运行水泵的设计流量(m3／h)；H——每台运行水泵对应的设计扬程(m)；ηb——每台运行水泵对应的设计工作点效率；Q——设计热负荷(kW)；△T——设计供回水温差(℃)；A——与水泵流量有关的计算系数，按本规范表4．4．52选取；B——与机房及用户的水阻力有关的计算系数，按本规范表4．4．53选取；∑L——室外主干线(包括供回水管)总长度(m)；α——与∑L有关的计算系数，按表4．4．54和表4．4．55选取或计算；4．3．7 集中供暖系统采用变流量水系统时，循环水泵宜采用变速调节控制。4．4 集中空调冷热水输配系统4．4．1 集中空调冷热水系统设计原则：1 当建筑物所有区域只要求按季节同时进行供冷和供热转换时，应采用两管制空调水系统；2 当建筑物内一些区域的空调系统需全午供应空调冷水、其他区域仅要求按季节进行供冷和供热转换时，可采用分区两管制空调水系统；3 当空调水系统的供冷和供热工况转换频繁或需同时使用时，宜采用四管制空调水系统；4 对于冷水水温和供回水温差要求一致且各区域管路压力损失相差不大的中小型工程，单台水泵功率较大时，经技术和经济比较，在确保设备的适应性、控制方案和运行管理可靠的前提下，空调冷水可采用冷水机组和负荷侧均变流量的一级泵系统，且一级泵应采用变速泵；5 系统作用半径较大、设计水流阻力较高的大型工程，空调冷水宜采用变流量二级泵系统。当各环路的设计水温一致且设计水流阻力接近时，二级泵宜集中设置；当各环路的设计水流阻力相差较大或各系统水温或温差要求不同时，宜按区域或系统分别设置二级泵。二级泵应采用变速泵；6 冷源设备集中设置且用户分散的区域供冷等大规模空调冷水系统，当二级泵的输送距离较远且各用户管路阻力相差较大，或者水温(温差)要求不同时，可采用多级泵系统，且各级泵应采用变速泵。4．4．2 集中空调冷、热水系统的设计应符合以下要求：1 空调冷水系统的供、回水设计温差不应小于5℃，空调热水系统的供、回水设计温差不应小于10℃。在技术可靠、经济合理的前提下宜尽量加大空调水系统的供、回水温差；2 如空调冷水系统的供、回水设计温差等于5℃时的冷水循环泵扬程大于30米水柱，则宜采用大于5℃的供、回水设计温差。采用大于5℃的空调冷水系统的供、回水设计温差时应论证设备的适应性；3 冰蓄冷空调及区域供冷水系统的供、回水设计温差宜为8℃～10℃； 4 水系统规模较小、各环路水阻力相差不大且系统运行时段负荷变化较小时，宜采用一级泵系统，经过充分的技术经济论证一级泵可采用变速变流量的运行调节方式； 5 水系统规模较大、各环路水阻力相差悬殊且系统运行时段负荷变化较大时，宜采用二级泵系统。二级泵应采用变速变流量的运行调节方式； 6 两管制空调冷、热水系统的冷水循环泵和热水循环泵宜分别设置；7 空调水系统的定压，宜优先采用高位水箱定压方式。4．4．3 空调水系统布置和选择管径时，应减少并联环路之间压力损失的相对差额。当设计工况时并联环路之间压力损失的相对差额超过15％时，应采取水力平衡措施。4．4．4 采用换热器加热或冷却的二次水空调水系统的循环水泵宜采用变速调节。对供冷(热)负荷和规模较大工程，当各区域管路阻力相差较大或需要对二次水水泵系统分别管理时，可按区域分别设置换热器和二次水水泵。4．4．5 在选配空调冷热水系统的循环水泵时，应计算循环水泵的耗电输冷(热)比EC(H)R，并应标注在施工图的设计说明中。空调冷热水系统耗电输冷(热)比应符合下式要求：空调冷热水系统耗电输冷(热)比应下式计算：式中：EC(H)R——循环水泵的耗电输冷(热)比；G——每台运行水泵的设计流量(m3／h)；H——每台运行水泵对应的设计扬程(m水柱)；ηb——每台运行水泵对应设计工作点的效率；Q——设计冷(热)负荷(kW)；△T——规定的计算供回水温差(℃)，按表4．4．51选取；A——与水泵流量有关的计算系数，按表4．4．52选取；B——与机房及用户的水阻力有关的计算系数，按表4．4．53选取；α——与∑L有关的计算系数，按表4．4．54或表4．4．55选取；∑L——从冷热机房至该系统最远用户的供回水管道的总输送长度(m)；当管道设于大面积单层或多层建筑时，可按机房出口至最远端空调末端的管道长度减去100m确定。表4．4．51 △T值(℃)冷水系统热水系统寒冷515注：1 对空气源热泵、溴化锂机组、水源热泵等组的热水供回水温差按机组实际参数确定；2 对直接提供高温冷水的机组，冷水供回水温差按机组实际参数确定。表4．4．52 A值设计水泵流量GG＜60m3/h60m3/h≤G≤200m3/hG＞200m3/hA值注：多台水泵并联运行时，流量按较大流量选取。表4．4．53 B值 系统组成四管制单冷、单热管道B值两管制热水管道B值一级泵冷水系统28—热水系统2221二级泵冷水系统33—热水系统2725注：1 两管制冷水管道的B值应按四管制单冷管道的B值选取；2 多级泵冷水系统，每增加一级泵，B值可增加5；3 多级泵热水系统，每增加一级泵，B值可增加4。表4．4．54 四管制冷、热水管道系统的α值系统 管道长度ΣL范围(m) ≤400m400m＜ΣL＜1000mΣL≥1000冷水α＝α＝＋α＝＋热水α＝α＝＋α＝＋表4．4．55 两管制热水管道系统的α值 系统管道长度ΣL范围(m) ≤400m400m＜ΣL＜1000mΣL≥1000热水α＝α＝＋α＝＋注：两管制冷水系统α计算式与表4．4．54四管制冷水系统相同。4．4．6 空调冷热水系统的耗电输热比(EC(H)R)不应大于表4．4．6中的数值。表4．4．6 空调冷热水系统的耗电输冷(热)比EC(H)R管道类型空调冷水两管制热水（Tg热水供水温度）四管制热水EC（H）RTg≥55℃50℃≤Tg＜55℃Tg＜50℃注：两管制热水管道系统中对应50℃≤Tg＜55℃的EC(H)R值，适用于采用直燃式冷热水机组作为热源的空调热水系统。4．5 集中空调冷热风系统4．5．1 当空气调节区允许较大的送风温差或室内散湿量较大时应采用具有一次回风的全空气定风量空气调节系统。4．5．2 下列全空气调节系统宜采用变风量空气调节系统：1 同一个空调风系统中，各空调区的冷、热负荷差异和变化大，低负荷运行时间较长，且需要分别控制各空调区温度；2 建筑区全年需要送冷风。4．5．3 设计定风量全空气空气调节系统时，宜采取可实现全新风运行或可调新风比的措施，同时设计相应的排风系统。4．5．4 当一个空气调节风系统负担多个使用空间时，系统的新风量应按下式计算确定：式中：Y——修正后的系统新风最在送风量中的比例；Vot——修正后的总新风量(m3／h)：Vst——总送风量，即系统中所有房间送风量之和(m3／h)；X——未修正的系统新风量在送风量中的比例；Von——系统中所有房间的新风量之和(m3／h)；Z——新风比需求最大的房间的新风比；Voc

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