4，4.集中空调冷热水输配系统4.4。1、1 在季节变化时只是要求相应作供冷，供暖空调工况转换的空调系统。采用两管制水系统，工程实践已充分证明完全可以满足使用要求，因此予以推荐,2、建筑物内存在需全年供冷的区域时,不仅限于内区,这些区域在非供冷季首先应该直接采用室外新风做冷源，例如全空气系统增大新风比.独立新风系统增大新风量、只有在新风冷源不能满足供冷量需求时。才需要在供热季设置为全年供冷区域单独供冷水的管路、即分区两管制系统 因此仅给出内外区集中送新风的风机盘管加新风的分区两管制水系统的系统形式、3、变流量一级泵系统包括冷水机组定流量。冷水机组变流量两种形式。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两通阀自动控制各末端的冷水量需求 同时。系统的运行水量也处于实时变化之中 在一般情况下均能较好地满足要求.是目前应用最广泛 最成熟的系统形式，当系统作用半径较大或水流阻力较高时 循环水泵的装机容量较大,由于水泵为定流量运行,使得冷水机组的进出水温差随着负荷的降低而减少 不利于水泵的运行节能，因此一般适用于最远环路总长度在500m之内的中小型工程.4.随着冷水机组制冷效率的提高.循环水泵能耗所占比例上升。尤其是单台冷水机组所需流量较大时或系统阻力较大时.冷水机组变流量运行水泵的节能潜力较大，但该系统涉及冷水机组允许变化范围,减少水量对冷机性能系数的影响.对设备,控制方案和运行管理等的特殊要求等,因此应 经技术和经济比较。指与其他系统相比、节能潜力较大。并确有技术保障的前提下。可以作为供选择的节能方案,系统设计时.以下两个方面应重点考虑、1。冷水机组对变水量的适应性，重点考虑冷水机组允许的变水量范围和允许的水量变化速率,2。设备控制方式.需要考虑冷水机组的容量调节和水泵变速运行之间的关系.以及所采用的控制参数和控制逻辑 水泵的变流量运行，可以有效降低运行能耗 还可以根据年运行小时数量来降低冷水输配侧的管径。达到降低初投资的目的。美国ANSI。ASHRAE,IES，Standard.90，1、2004就有此规定。但是只是对于300kPa。37kW以上的水泵规定变流量运行，而到ANSL,ASHRAE IES,Standard，90，1,2010出版时 有了更严格的要求,ANSL,ASHRAE，IES、Standard，90，1。2010中规定、当末端采用两通阀进行开关量或模拟量控制负荷.只设置一台冷水泵且其功率大于3。7kW或冷水泵超过一台且总功率大于7，5kW时 水泵必须变流量运行 并且其流量能够降到设计流量的50，或以下,同时其运行功率低于30.的设计功率 当冷水机组不能适应变流量运行且冷水泵总功率小于55kW时，或者末端虽然有采用两通阀进行开关量或模拟量控制负荷 但是其数量不超过3个时,冷水泵可不做变流量运行.冷水机组应能适应水泵变流量运行的要求.其最低流量应低于50，的额定流量.其最高流量应高于额定流量 同时、应具备至少30,流量变化.分钟的适应能力，一般离心式机组宜为额定流量的30。130.螺杆式机组宜为额定流量的40、120，从安全角度来讲、适应冷水流量快速变化的冷水机组能承受每分钟30 50，的流量变化率，从对供水温度的影响角度来讲.机组允许的每分钟流量变化率不低于10、具体产品有一定区别、流量变化会影响到机组供水温度、因此机组还应有相应的控制功能.本处所提到的额定流量指的是供回水温差为5 时蒸发器的流量,5。二级泵系统的选择设计。1，机房内冷源侧阻力变化不大,因此系统设计水流阻力较高的原因 大多是由于系统的作用半径造成的，因此系统阻力是推荐采用二级泵或多级泵系统的条件。当空调系统负荷变化很大时,首先应通过合理设置冷水机组的台数和规格解决小负荷运行问题.仅靠增加负荷侧的二级泵台数无法解决根本问题,因此。负荷变化大，不列入采用二级泵或多级泵的条件、2 各区域水温一致且阻力接近时完全可以合用一组二级泵、多台水泵根据末端流量需要进行台数和变速调节、大大增加了流量调节范围和各水泵的互为备用性。且各区域末端的水路电动阀自动控制水量和通断.即使停止运行或关闭检修也不会影响其他区域，以往工程中，当各区域水温一致且阻力接近.仅使用时间等特性不同、也常按区域分别设置二级泵，带来如下问题。A，水泵设置总台数多于合用系统、有的区域流量过小采用一台水泵还需设置备用泵,增加投资。B.各区域水泵不能互为备用,安全性差。C 各区域最小负荷小于系统总最小负荷.各区域水泵台数不可能过多。每个区域水泵的流量调节范围减少。使某些区域在小负荷时流量过大.温差过小，不利于节能 3.当系统各环路阻力相差较大时 如果分区分环路按阻力大小设置和选择二级泵 有可能比设置一组二级泵更节能.阻力相差。较大。的界限推荐值可采用0，05MPa.通常这一差值会使得水泵所配电机容量规格变化一档.4.对于一些与冷热源水温或温差要求不同、又不单独设置冷热源的情况,可以采用再设换热器的间接系统，也可以采用设置二级混水泵和混水阀旁通调节水温的直接串联系统。后者相对于前者有不增加换热器的投资和运行阻力,不需再设置一套补水定压膨胀设施的优点.因此增加了当各环路水温要求不一致时按系统分设二级泵的推荐条件，对于冷水机组集中设置且各单体建筑用户分散的区域供冷等大规模空调冷水系统.当输送距离较远且各用户管路阻力相差非常悬殊的情况下、即使采用二级泵系统,也可能导致二级泵的扬程很高、运行能耗的节省受到限制。这种情况下，在冷源侧设置定流量运行的一级泵 为共用输配干管设置变流量运行的二级泵.各用户或用户内的各系统分别设置变流量运行的三级泵或四级泵的多级泵系统，可使得二级泵的设计扬程降低 也有利于单体建筑的运行调节。如用户所需水温或温差与冷源水温不同、还可通过三级，或四级、泵和混水阀满足要求,4。4，2,1.合理的水系统温差是控制输送能耗的基础，传统的空调设备设计温差要求随着设备制造技术和系统控制技术的发展不再是固定不变,大温差技术的可行性和经济性逐渐被工程界认可，2,此条规定有研究与分析资料支持 冷水机组的冷水供、回水设计温差通常为5,近年来许多研究结果表明，加大冷水供，回水设计温差而减少的输送系统能耗，大于由此导致的冷机传热效率下降所增加的能耗.当冷水供,回水设计温差为5 时的循环水泵扬程等于30米水柱,可以作为经济评价的平衡点 因此对于整个空调系统来说具有一定的节能效益.目前有的实际工程已用到8 温差。从其运行情况看有良好的节能效果。由于加大冷水供，回水温差需要设备的运行参数发生变化.不能按通常的5 温差选择,因此采用此方法时、应进行技术经济的分析比较后确定，3,应该说冰蓄冷系统如不采用大温差、本身是一种浪费。等同于高品位冷源低品位利用 国内的工程实践表明、结合水系统大温差与低温送风的冰蓄冷空调系统不仅比仅冷源蓄冰的冰蓄冷空凋系统节约水、风系统输送电耗,而且与常规空调系统相比初投资增加一般不超过15。4.冷水供,回水大温差需要设备的运行参数发生变化，不能按通常的5,温差选择、因此采用此方案时。应进行技术经济的分析比较 包括设备的适应性,控制系统方案 节能潜力等，后确定,但系统采用大温差涉及到主机用一级泵方式时 管路比较简单 初投资也低，因此推荐采用、过去.一级泵与冷水机组之间都采用定流量循环,节能效果不大。近年来,随着制冷机的改进和控制技术的发展,通过冷水机组的水量己经允许在较大幅度范围内变化.从而为一级泵变流量运行创造了条件 为了节省更多的能量，也可采用一级泵变流量调节方式,但为了确保系统及设备的运行安全可靠、必须针对设计的系统进行充分的论证、尤其要注意的是设备 冷水机组,的变水量运行要求和所采用的控制方案及相关参数的控制策略 5.当系统规模较大、阻力较高.且各环路负荷特性相差较大，或压力损失相差悬殊 差额大于50kPa。时 采用一级泵方式，水泵流量和扬程要根据主机流量和最不利环路的水阻力进行选择，配置功率较大。部分负荷运行时,只能采用旁通和加大阀门阻力消耗剩余流量与压头，相对水输送能耗增加，采用二级泵系统、二级水泵的流量与扬程可以根据不同负荷特性的环路分别配置.对于阻力较小的环路来说可以降低二级泵的设置扬程 举例来说、在空调冷，热水泵中.扬程差值超过50kPa时,通常来说其配电机的安装容量会变化一档.同时、对于水阻力相差50kPa的环路来说.相当于输送距离100m或送回管道长度在200m左右、做到,量体裁衣.降低水输送能能耗、而且二级泵的设置不影响制冷主机规定流量的要求、可方便地采用变流量控制和各环路的自由启停控制，负荷侧的流量调节范围也可以更大，尤其当二级采用变频控制时 其节能效果更好，即便是各环路负荷特性相差不大 压力损失相差不悬殊,但负荷的时变性较大时采用二级泵同样会有明显的节能效果。6、由于冬，夏季空调水系统流量及阻力相差往往很大，如果冬,夏合用循环水泵。多以供冷运行工况选择、造成供热时水泵不在高效区工作,同时系统低温差大流量运行、浪费能源不宜采用,当水系统规模很小或因其他原因必须合用时,应优化水泵台数、校核水泵是否在高效率区工作,也可考虑采用水泵变频调速以适应冬季运行工况的要求。采用高位膨胀水箱定压 具有安全,可靠,消耗电力相对较少，初投资低等优点。因此推荐优先采用 目前市场上已有密闭式高位膨胀水箱产品，可以形成闭式空调水系统 减轻系统的氧腐蚀,值得说明的是 即便采用开式高位膨胀水箱，由于膨胀水箱仅仅通过通气管与大气接触。经此渠道进入空调水系统的氧不会成为系统氧腐蚀的主要因素.4。4,3,空调水系统水力平衡措施要求。4、4，4，1，一般换热器不需要定流量运行、因此推荐在换热器二次水侧的二次水环泵采用变速调节的节能措施.2，按区域分别设置换热器和二次水水泵的系统规模界限和优缺点参见国家标准。民用建筑供暖通风与空气调节设计规范。GB。50736第8.5,4条文说明.4、4，5.耗电输冷.热、比反映了空调水系统中循环水泵的耗电与建筑冷热负荷的关系，对此值进行限制是为了保证水泵的选择在合理的范围。降低水泵能耗，本条文根据实际情况对计算公式中及相关参数进行了调整,1 在实际工程中、水系统的供冷半径差距较大，如果用一个规定的水泵扬程并不能完全反映实际情况.也会给实际工程设计带来一些困难.因此本条文在修改过程中的一个思路就是 系统半径越大 允许的限值也相应增大、故把机房及用户的阻力和管道系统长度引起的阻力分别计算.以B值反映了系统内除管道之外的其他设备和附件的水流阻力,αΣL则反映系统管道长度引起的阻力.同时也解决了管道长度阻力α在不同长度时的连续性问题、使得条文的可操作性得以提高。公式中采用设计冷。热、负荷计算、避免了应用多级泵和混水泵造成的水温差和水流量难以确定的状况发生。2，温差的确定.对于冷水系统,要求不低于5 的温差是必需的、也是正常情况下能够实现的、对于空调热水系统来说、在这里作了最小温差的限制.同时考虑到了空调自动控制与调节能力的需要。对非常规系统应按机组实际参数确定,3、A是反映水泵效率影响的参数 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、更符合实际情况、根据国家标准、清水离心泵能效限定值及节能评价值.GB.19762水泵的性能参数,并满足水泵工作在高效区的要求,当水泵水流量60m3 h时，水泵平均效率取63，当60m3.h.水泵水流量，200m3.h时、水泵平均效率取69，当水泵水流量,200m3、h时、水泵平均效率取71.当最远用户为空调机组时 L为机房出口至最远端空调机组的供回水管道总长度、当最远用户为风机盘管时，L应减去100m,4。4 6、1 本次修订前的原本条引自，公共建筑节能设计标准 GB。50198、2005,2。本次修订、对原条文两管制热水管道根据热水温度的不同增加了两个EHR限定值 原因在于.原关于两管制热水管道EHR限定值仅适用于热水供水温度.55,的情况.因为此时热水系统能实现15,温差.但当采用热泵等非传统热源时。合理水温通常低于55、热水系统合理温差的范围为5，10,3。本条文中提出的数值。是根据以下条件确定的 独立建筑物内的空调水系统、最远环路总长度一般在200m 500m范围内 空调冷水循环水泵扬程一般不超过36m。效率70 供回水温差为5、时,计算出冷媒水的ECR，0.0241。在两管制系统中、为保证自控阀门供热时的控制性能，自控阀门的冷热水设计流量值之比以不超过3,1为宜.因此如冷水的供回水温差为5，则热水供回水温差最大取15。但能否实现15、这个最大温差值，与热水供水温度有关。所以本次修订增加的EC、H、R限定值对应的热水系统温差为、5.10、本条规定中设计冷,热量之比，按平均为1，1考虑，4.关于直燃冷温水机组的热水温差.样本给出的数据常与冷水温差相近。主体供热的机组更是如此.其原因可能是认为，一机两用,则循环水泵理所当然是一泵两用.其结果是用供冷的流量反求供热时的温差 实际情况是。采用直燃冷温水机组为冷热源的空调冷热水系统.供热时的流量按10。温差确定不会影响直燃冷温水机组的额定供热能力，因此、本次修订明确两管制热水管道系统中50.Tg,55。的EHR值。同样适用于采用直燃式冷热水机组作为热源的空调热水系统。