第一节 空调系统节能设计
空调系统节能可以从设计、建造、运行等方面着手。从设计方面筹划节能是整个空调系统节能的源头和关键。一个节能设计理念模糊的空调系统，其后期节能改造费用可能大幅度上涨，甚至由于先天不足而改造困难。针对空调系统的特点，总结相关文献和近年来空调节能设计的最新动态，本节将空调系统的节能设计归纳如下:合理设定计算参数、改进系统的控制方式、冷热源合理配置、降低输送系统能耗的技术、热回收与冷却塔供冷及可再生能源的利用等方面。
一、合理设定计算参数
空调负荷计算是空调设计的基础数据的来源。如果计算值偏离实际值较大，冷热源设备装机容量偏大，水泵选型偏大，系统配置不合理。即使选择效率再高的主机，但如果长期在部分负荷下运行，其总体效率仍然不高。另外，主机余量过大也会导致水泵等其他输送动力设备的容量过大，整个管路特性远离最佳工作点，使得总体能耗过大。因此，《民用建筑采暖通风与空气调节设计规范》(GB50019—2011)规定除方案设计或初步设计阶段可使用冷负荷指标进行必要的估算之外，应对空气调节区进行逐项逐时的冷负荷计算。《公共建筑节能设计标准》(GB50189—2005)中也一再强调了负荷计算的重要性，尤其对于夏季负荷，在施工图设计时应该逐时、逐项地进行详细计算。
1.室内设计参数的选择
室内设计温湿度参数是直接影响冷负荷大小的重要因素。对于舒适性调系统来说，由于人体的舒适性本身是一个比较大的范围，并且除了与空气参数有关外，还与多个因素有关，诸如周围物体表面辐射温度、活动区风速等参数有关。
满足人体健康和热舒适性的条件下，在夏季，室内空气温度每升高1℃，就能够节约8%左右的空调供冷能耗，而相对湿度若提高10%，可节约能量15%左右。美国国家标准局认为把夏季设定温度从24℃改为26.7℃，约可节约能量15%，冬季设定温度从24.4～26.7℃，改为21～22℃，约可节能18%。由此可知，为降低能耗，设计人员在进行室内设计参数的选择时，应在遵守国家现行规范、标准中相关规定的基础上，基于实际需要来设计参数，而不应随意提高参数的标准。并严格执行国务院下发的《关于严格执行公共建筑空调温度控制标准的通知》，空调设定温度夏天不得低于26℃，冬天不得高于20℃。
建筑中一些人员临时停留的如大堂、走廊等区域，冬季适当降低设计温度，夏季适当提高，有意识地设计成为一个参数过渡性区域，对改善室内工作人员的卫生条件也是有好处的。比如降低由于夏季室内外温差太大，进出建筑时不舒适感觉，同时又有利于节省建设投资和运行费用。
常规系统的夏季室内相对湿度为50%～60%，而低温送风系统的室内相对湿度为40%左右，根据ASHRAE1981—55标准，室内相对湿度从50%下降到35%时，干球温度可提高0.56℃而热舒适度不变。近年的研究证明提高的数值可达1℃或更高。推荐将夏季室内干球温度提高1℃设计，以免设计负荷过大。对于采用地板或顶板(吊顶)辐射供热(甚至供冷)的房间，人体“体感温度”与空气温度必然存在一定的差值。因此在冬季设计空气温度可以比规定值降低1～2℃，在夏季设计空气温度可以比规定值提高1℃。
2.新风量的确定
空调系统需要的新风主要有两个用途，一是稀释室内有害物质的浓度，满足人员的卫生要求;二是补充室内排风和保持室内正压。由于新风量的大小不仅与能耗、初投资和运行费用密切相关，而且关系到保证人体的健康。对一栋设计完毕的建筑来说，其地理位置、朝向、围护结构、外窗面积、房间的功能等与空调负荷计算相关的因素是确定的，而房间的人数则是需要结合实际工程进行判断，房间人数的多少直接关系到新风量的取值，进而影响冷负荷的大小。因此，新风量确定应遵循如下原则。
(1)人均新风量的确定应该按照相关规范的要求和规定来确定，以保证必须达到的室内卫生条件。在强调人均新风量需要符合有关设计标准的前提下，设计人员首先应该注意的是不能盲目选取室内人员的数量。对于室内人员数量比较稳定的房间，人数应根据实际的需求来选择。办公室的人员密度标准通常为4～8m2/人，酒店客房一般为2人/ 间(标准房间)。
(2)根据规范规定的人员密度，通过调研等手段确定合理的全天小时平均使用人数。如人员使用数量随机性较大的会议室、餐饮、商场等房间，在人数确定时，充分考查包括房间地理位置、楼层等与房间人员数量相关的各方面信息，通过综合分析确定出最佳的房间使用人数。如果出现最多人数的持续时间不超过3h，那么，设计新风量可以按照全天室内的小时平均使用人数来计算(人均新风量标准不变)。通常来说，计算时此平均使用人数不应少于最多人数的50%。例如:某会议室最大使用人数为100人，人均新风量30m3/(人·h)。如果全天小时平均使用人数为60人，则设计新风量为:60×30= 1800m3/(人·h)。如果全天小时平均使用人数低于50人，则设计新风量为:50×30= 1500m3/(人·h)。
(3)检测CO2浓度对新风量的实时控制。《公共建筑节能设计标准》(GB50189—2005)规定在人员密度相对较大且变化较大的房间，宜采用新风需求控制。即根据室内CO2浓度检测值增加或减少新风量，使C02浓度始终维持在卫生标准规定的限值内。CO2的浓度与室内人员的数量有关，室内空气的卫生要求一般是由室内所允许CO2浓度来确定。因此，检测CO2的浓度，是确定新风量的一个重要依据。由于设计状态并不是每个使用时刻的实际状态，尤其对于人员数量变化较大的房间来说，在使用过程中，相当多的时间段人员数量并不是很大(甚至无人)，如果仍然维持设计的新风量送入房间，显然是一种浪费。为了控制新风量，可以在回风管道上设置CO2检测仪，根据CO2气体浓度的变化自动控制新风量;也可以根据星期或时刻不同室内人数的变化，手动控制新风量。使用自动控制CO2浓度的方法，一般可节约30%左右的空调负荷。
(4)利用焓值控制技术，在过渡季充分利用较低焓值的室外新风。由于设计状态下采用的通常是最小新风量，随着室外焓值的变化，需要加大新风量，尤其是过渡季节使用全新风供冷。因此空调系统必须适合于新风量的变化。在设计时除了考虑新风系统有相应的诸如新风管尺寸及进风口面积、新风口的可调性等措施外，同时也要求排风系统与新风系统在控制上进行联动，即在改变新风量的同时，机械排风量也要作相应的变化，才有利于房间保证必要的正压在规定的范围内。另外，由于室外参数时刻在变化，室外焓值也在不断变化。在过渡季节，随着室外空气焓值的变化，通过调节新风阀和一次回风阀来改变新风和回风的混合比，可以利用室外新风的冷量来推迟和减少使用制冷设备的时间，节省制冷系统的能耗。随着室外焓值不断变化，送入室内新风量不断变化。由于参数的检测、比较和控制通常是通过对室内、外的空气焓值比较来进行的，因此新风量的调节并不能完全由人工确定，而是需要完善的自动控制系统对室内外参数进行不断的检测和比较，才能确定实时新风量的大小。
(5)合理确定全空气系统的新风比。当一个全空气空调系统只负担一个空调房间时，系统新风比按照人均新风量计算出来的总新风量与系统送风量的比值来计算。当一个全空气空调系统负担有多个空调房间时，如果设计采用新风比最大的房间的新风比作为整个空调系统的新风比，这将导致系统新风比过大，浪费能源。采用计算公式(5－1)至(5－4)将使得各房间在满足要求的新风量的前提下，系统的新风比Y最小，可以节约空调风系统的能耗。
式中: Y——修正后的系统新风量在送风量中的比例;
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——需求最大的房间的新风比;
Voc——需求最大的房间的新风量，m3/h;
Vsc——需求最大的房间的送风量，m3/h。
二、改进系统的控制方式
空调系统分区，能够为今后的控制、运行、管理创造一个好的基础。空调系统分区包括按照房间功能和房间朝向的分区、空间分区和房间的内外分区。
设计中将不同要求的空气调节区放置在一个空气调节系统中，难以控制，影响使用。《民用建筑采暖通风与空气调节设计规范》(GB50019—2011)规定不同要求的空气调节区宜分别设置空气调节风系统，但不包括变风量空气调节系统。当采用变流量(如变风量或变水量系统)系统，通过末端控制的手段实现功能或朝向房间的不同参数和供冷量控制，可将不同朝向的房间划分在同一空调系统，在某些情况下会得到能源综合利用的优点，使得设备的装机容量减少。
空间的分区包括地板送风技术、底层送风技术和置换通风技术。主要适用于空间高度相对较低、无法采用前述的分层空调技术来进行明确空间参数控制的空间。
内、外分区是指进深较大的开敞式办公用房、大型商场等建筑中，由于室内各种热源(人员、灯光、设备等)的存在，有可能存在冬季室内得热大于围护结构的热损失情况。同时，特别是一些大开间、大进深办公建筑在设计施工完成后，由于个性化要求，如果沿着平行于外立面方向设置分隔墙，也必然造成无外围护结构的房间。这些场合的内外区负荷特性相差很大，尤其是冬季或过渡季，常常外区需送热时，内区因过热需全年送冷;过渡季节朝向不同的空气调节区也常需要不同的送风参数，推荐按不同区域分别设置空气调节风系统，易于调节及满足使用要求。
1.变频控制
在空调系统中，各种类型和不同功能的风机、水泵的容量是根据建筑物最大设计冷热负荷设计选定的，并留有一定的设计余量。由于空调系统实际大部分时间运行在低负荷状态下。各种风机、水泵一年四季在工频状态下全速运行，采用节流或回流挡板等方式来调节流量和风量，产生大量的节流或回流损失，造成了能量的较大浪费。随着科技的发展，变频器已经成为具有较高的性价比和成熟的技术。利用变频技术改变电机转速来调节流量和压力以及温度等参数的变化以取代阀门控制流量，可以减少系统内部的消耗，提升整机的效率。或者是运用变流量技术，依据空调负荷变化来改变水流量或者风流量，从而实现节能。
2.实时控制
确定空气调节系统夏季冷负荷时，主要有两种不同算法:一个是取同时使用的各空气调节区逐时冷负荷的综合最大值，即从各空气调节区逐时冷负荷相加之后得出的数列中找出的最大值，称为冷负荷综合最大值;一个是取同时使用的各空气调节区夏季冷负荷的累计值，即找出各空气调节区逐时冷负荷的最大值并将它们相加在一起，而不考虑它们是否同时发生，称为冷负荷累计最大值。以此作为设备的安装容量，以满足设计状态下的正常运行和进行系统设计的。由于全年室外气候呈周期性变化，室外气温的日变化，在绝大部分时间设备都不是在最大设计容量下运行。或者说这些时间段空调设备的装机容量和系统能力都超过了实际需求。如果设备还按照满负荷来运行，必然造成大量不必要的能耗增加，同时室内必然是过热或过冷，不能满足设计要求。因此应通过设置各种有效的控制设备或调控手段，对空调系统的主要环节采取合理、可行的量调节和质调节措施的实时控制。目的就是在满足房间参数达到正常使用的要求基础上，让设备的供冷、供热能力尽可能与建筑空调的需求相一致，减少过多的能源消耗。
实时控制需要实时跟踪各种参数的变化并及时采取相应的调控措施，因此必须以完善的自动控制系统为基础才能实现。
三、冷热源配置
空调系统能耗主要包括空调冷热源、空调机组及末端设备、水或空气输送系统。这3部分能耗中，冷热源能耗约占总能耗的一半，因此，合理选择冷热源系统对空调系统节能至关重要。应根据建筑物空调规模、功能及用途、冷热负荷特点、所建地区气象条件、能源结构、政策、价格及环保规定等众多因素，通过综合论证确定合理的冷热源系统。
1.冷水机组的分类
空调用冷热源机组按热力循环过程与消耗能源种类不同分为蒸气压缩式和吸收式机组。前者使用电力驱动，后者以蒸汽、天然气等作为加热源来完成热量从低温物体向高温物体转移。按机组冷却方式可分为水冷、风冷和蒸发冷却式。根据压缩机的工作原理分为活塞式、涡旋式、螺杆式和离心式等。常用机组的比较见表5－1。
表5-1 各种类型冷水机组的比较
续表
2.冷水机组选择
选择冷水机组时，不仅应保证其供冷量满足实际运行工况条件下的要求，还应综合考虑，选择性价比高的机组。如不同冷却方式对冷水(热泵)机组的性能系数、体积、性能价格比以及最大制冷量等均有很大影响。表5－2给出了冷水(热泵)机组不同机型的制冷量的一般使用范围。但是，随着技术发展，适用范围会有所变化，设计人员应结合建筑物的规模、用途、冷热负荷情况、气象条件以及环保要求等，通过技术经济比较选用。
表5-2 单机名义工况制冷量
根据《冷水机组能效限定值及能源效率等级》(GB 19577—2004)的规定，按名义工况制冷性能系数大小，将冷水(热泵)机组分为五级，其中1级能源效率最高，2级为节约评价值，5级为合格值。具体规定见表5－3。
表5-3 冷水机组不同能源等级效率的最低制冷性能系数
《公共建筑节能设计标准》(GB50189—2005)规定:电动驱动压缩机的蒸气压缩循环冷水(热泵)机组，在额定制冷工况和规定条件下，性能系数(COP)不应低于5级规定的最低制冷性能系数。实践证明，冷水机组满负荷运行率极少，大部分时间是在部分负荷下运行。因此在机组选型时，除考虑满负荷运行时性能系数外，还应考虑更能体现机组的性能优势的部分负荷时的性能系数。蒸汽压缩制冷循环冷水(热泵)机组的部分负荷综合性能系数(IPLV)不宜低于表的规定。IPLⅤ仅是评价单台冷水机组在满负荷及部分负荷条件下按时间百分比加权平均的能效指标。IPLⅤ因未考虑机组负荷对冷水机组全年耗电量的权重影响，不能准确反映单台机组的全年能耗，也不适用于多台冷水机组系统。在许多工程中，多台冷水机组以群控方式运行，每台冷水机组大部分时间在80%～90%或以上的高负荷区运行。因此，若简单的比较冷水机组全年节能效果，则冷水机组满负荷能效的权重大于IPLⅤ的权重。
表5-4 冷水(热泵)机组部分负荷综合性能系数
注:IPLV值是基于单台主机运行工况。
3.机组台数与单机容量
不同性质，不同类别的工程有着不同的负荷特点。确定冷水机组的装机容量时，应充分考虑不同朝向和不同用途房间空调峰值负荷同时出现的概率以及各建筑空调工况的差异。如旅馆建筑的最大负荷一般在傍晚或晚上;体育馆与剧院等的负荷则更为集中。配置机组时，应使它的产冷(热)量不但能满足最大负荷的需要，而且始终能与部分负荷相匹配，使机组在较高的效率下运行。
为了保证系统可靠地运行以及适应空调负荷的变化，机组宜配置多台。只有在很特殊的情况下，如工程较小、机房面积不够或投资有困难等，才可考虑只设一台机组，但仍应注意选用性能优良、生产厂商服务良好的机型;应优先考虑多机头机组，包括往复式与螺杆式机组，以增加运行可靠性。
空调冷负荷大于528kW以上公共建筑(一般为3 000～6 000m2)时机组设置不宜少于2台，除可提高安全可靠性外，也可达到经济运行的目的。当选择多台机组时，单机容量是否需相同，应根据冷(热)负荷大小及变化规律而定，尤其是最小负荷值来定。如果当负荷减小到只需运行一台机组(最小负荷值)时使机组有很低的负荷率，在此负荷率下机组的运行效率很低，甚至不能正常运行时，则宜配置一台能较好匹配最小负荷的机组。如在办公楼中，在正常下班时间后，总是有少数人会滞留一段时间，此时的负荷一般占满负荷值很小的比例，若单机容量配置偏大，离心式机组会出现喘振，其他形式的机组也会出现不稳定运行工况。反之，当负荷减小到只需运行一台机组时，机组仍具有较高的效率，那么，配置多台同容量机组应视为合理。采用机组容量大、小搭配的方式具有比多台相同容量机组更多的运行方式。因此可以利用这种冷量调节范围广的特点合理的对冷源主机进行搭配，尽可能使搭配后的主机有更广的冷量调节范围，设计出更加节能的中央空调系统。
4.不同能源机组的配置
空调系统的冷(热)源，首先应考虑利用天然冷(热)源;无条件利用天然冷(热)源时，可采用人工冷(热)源。
当前各种机组、设备品种繁多，电制冷机组、溴化锂吸收式机组及蓄冷蓄热设备等各具特色。但采用这些机组和设备时都受到能源、环境、工程状况使用时间及要求等多种因素的影响和制约，为此必须客观全面地对冷热源方案进行分析比较后合理确定。
《中华人民共和国节约能源法》明确提出:“推广热电联产，集中供热，提高热电机组的利用率，发展热能梯级利用技术，热、电、冷联产技术和热、电、煤气三联供技术，提高热能综合利用率”。大型热电冷联产是利用热电系统发展供热、供电和供冷为一体的能源综合利用系统。冬季用热电厂的热源供热，夏季采用溴化锂吸收式制冷机供冷，使热电厂冬夏负荷平衡，高效经济运行。
当具有电、城市供热、天然气，城市煤气等能源中两种以上能源时，可采用几种能源合理搭配作为空调冷热源。如“电加气”、“电加蒸汽”等。目前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，投资和运行费用都降低，取得了较好的经济效益。城市的能源结构若是几种共存，空调也可适应城市的多元化能源结构，用能源的峰谷季节差价进行设备选型，提高能源的一次能效，使用户得到实惠。
因此，目前工程中冷水机组采用两种能源的情况很多。它对于能源价格变化的适应性好，通过调节不同能源的机组的运行时间来求得最低的运行费用。
四、降低输送系统能耗的技术
空调系统在运行过程中通过风机与水泵所消耗掉的电能，在整个空调系统能耗中占有较大的比例，采用科学合理方法使之降低，对整个空调系统的节能有十分重要的意义。选择较高的风机、水泵的运行效率是节能的一个重要因素。
1.风机选择
对于风系统来说，为了提高空调风系统的输送效率，风机的最大单位风量耗功率Ws，必须小于表5－5中的数值。
式中: WS——单位风量耗功率，W/(m3/h);
P——风机全压值，Pa;
ηt——包含风机、电机及传动效率在内的总效率，%。
表5-5 风机的单位风量耗功率限值［W/(m3/h)］
注:普通机械通风系统中不包括厨房等需要特定过滤装置的房间的通风系统;严寒地区增设预热盘管时，单位风量耗功率可增加0.035W/(m3/h);低温送风空气处理机组单位风量耗功量可参照增加上述数值;当空气调节机组内采用湿膜加湿方法时，单位风量耗功率可增加0.053W/(m3/h)。
目前，国内已有大量的实践经验证明，使用如下措施可有效降低输送能耗。
(1)控制合理的作用半径，空调、通风设备应尽量靠近所服务的对象，以缩短风管的长度。风系统的服务区域不宜过大，办公建筑中，空调风管的长度不应超过90m;商场与旅馆建筑中，空调风管的长度不应超过120m。
(2)合理的管道系统风速，以尽可能降低需求的风压。因为水泵与风机的功耗和管路系统当中流速的平方是正比关系，运用低流速就能取得相对较好的节能成效，而且有利于提升水力工程所具有的稳定性。空气通过空气冷却器和空气加热器的面风速不宜超过2.5m/s;风速过大，不仅风阻增大，而且空气冷却器后还必须增设挡水板，又要额外增加阻力。
(3)通过低温送风能够减小风管与输送的动力，但是风管的保温要给予加强，末端的送风装置也要防止出现结露现象。采用低阻力的空气过滤器，同时确保有足够的过滤面积的同时，特别要注意校核最大新风比时所需的过滤面积。
(4)选择采用高效率的通风机和电动机;风机的全压必须通过计算确定，避免输送能量的浪费。有条件时，应尽可能选择采用传动效率为100%的直联驱动的通风机。
(5)当多个空气调节区合用一个空气调节风系统，各空气调节区负荷变化较大低负荷运行时间较长，且需要分别调节室内温度，在经济、技术条件允许时，宜采用全空气变风量空气调节系统。当各房间的负荷小于设计负荷时，变风量系统可以调节输送的风量，从而减少系统的总输送风量，降低了系统的运行能耗，而风量的减少又节约了处理空气所需要消耗的能量。
需要注意的是，为了确保单位风量耗功率设计值的确定，要求设计人员在图纸设备表上都注明空调机组采用的风机全压与要求的风机最低总效率。
2.水系统选择
对于水系统，重点的控制应放在如何提高供、回水的温差上。空调冷热水系统循环水泵的输送能效比(ER)，应按下式计算:
式中: H——水泵设计扬程，mH2O;
Δt——供回水温差，℃;
η——水泵在设计工作点的效率，%。
表5-6 空调冷热水系统的最大输送能效比(ER)
对表5－6，有以下内容需要说明。
(1)表中的数据适用于独立建筑物内的空调水系统，最远环路总长度一般在200～500m范围内。区域管道或总长度过长的水系统可参照执行，目的是为了降低管道的输配能耗。
(2)两管制热水管道数值不适用于采用直燃型溴化锂吸收式冷(温)水机组、空气源热泵、地源热泵等作为热源，供回水温差小于10℃的系统。
(3)考虑到在多台泵并联的系统中，单台泵运行时往往会超流量，水泵电机的配置功率会适当放大的情况，在输送能效比(ER)的计算公式中，采用水泵电机铭牌功率显然不能准确地反映出设计的合理性，因此这里采用水泵轴功率计算，公式中的效率亦采用水泵在设计工作点的效率。
(4)考虑到冷水泵的扬程一般不超过36m，其效率为70%以上，供回水温差为5℃时，计算出冷水的ER=0.0241。
(5)考虑在两管制系统中，为了使自控阀门对供热时的控制性能有所保证，自控阀门的冷、热水设计流量值之比以不超过3∶1为宜。热水供回水温差最大为15℃。
(6)严寒地区按设计冷/热量之比平均为1∶2考虑;寒冷地区和夏热冬冷地区按设计冷/热量之比平均为1∶1考虑;夏热冬暖地区按设计冷/热量之比平均为2∶1考虑。
由表5－6可知，要保持空调水系统的输送能效比ER符合规定的限值，是有一定难度的。必须通过改变传统的观念与设计方法，采取一些具体的技术措施，有效地降低水泵扬程的途径来实现。
(1)在负荷不变的情况下，提高供回水温差，相当于减小水流量，从而降低流速。而管路损耗即水泵或风机的功耗与水流速度的平方成正比，提高供回水温差或采用低流速能取得较好的节能效果。且有利于提高水力工程的稳定性。故应在满足空调精度、人体舒适度和工艺要求的前提下，尽可能加大温差，降低水泵能耗。适当放大管道的管径，管道控制摩阻降低30%，相当于管道长度增加了43%左右。
(2)提高输配系统的效率。选用工作效率较高的水泵;设计时合理选择水泵的扬程，如果扬程过高时，靠减小阀门开度来调节系统的水力平衡，使得系统能耗过多消耗在阀门和过滤器上。适当采用二级泵系统，在送风系统中设计时应尽量维持风机工作在高效区。
(3)采用变流量水系统。在设计空调水系统时，如采用定水温变流量或变水温变流量的调节方式，使供水量随空调负荷的变化而增减，不但可以减少处理过程的能耗还能节省输送能耗。
(4)选择高效率、低阻力空调设备:冷水机组、热交换器、组合式空调机组、新风机组等产品的效率与阻力值，相互间差异很大，选型时应进行认真比较，尽可能选用能效高、水阻小的产品。
五、热回收与冷却塔供冷
1.热回收技术
空调区域(或房间)排风中所含的能量十分可观，加以回收利用可以减小供热(冷)装置的容量，从而减少诸多设备和管路等的投资，也降低了运行费用和全年的能源消耗量。更重要的是减少对环境的污染和温室气体的排放，保护环境。节省能耗本身就意味着保护环境。在考虑其经济效益的同时，必须考虑节能效益和环境效益。因此，设计时应优先考虑排风热回收问题。
通过热回收装置，用排风中的能量来预冷(或预热)新风，从而减少处理新风所需要的能量，降低机组负荷，提高空调系统的经济性。热回收装置的换热机理见图5－1。
图5－1 热回收装置的换热机理
评价热回收装置好坏的一项重要指标是热回收效率。热回收效率包括显热回收效率、潜热回收效率和全热回收效率，分别适用于不同的热回收装置。热回收效率通常是在排风、新风风量相同的条件下来定义和实测的，冬、夏季的回收效率见表5－7。
表5-7 热回收装置的效率
《公共建筑节能设计标准》(GB50189—2005)明确规定:设有集中排风的建筑，在新风与排风的温差△t≥8℃时，当设计新风量大于或等于4 000m3/h的空调系统，或送风量大于或等于3 000m3/h的直流式空调系统，宜设置排风热回收装置。尤其是当新风与排风采用专门独立的管道输送时，非常有利于设置集中的热回收装置。并规定排风热回收装置的额定热回收效率不应低于60%。
表5-8 热交换效率的要求
空气热回收设备从构造形式上主要有板翅式、转轮式和热管式回收设备，从热回收性质上可以分为全热回收和显热回收两种。这些热回收装置存在的一个共同特点是体积较大，并且需要将排风和新风管道引到建筑内的同一地点才能实现，在具体设计中，需要解决机房面积相对较大、管路系统复杂等实际技术问题。目前的大部分热回收设备的效率大约在60%。
2.冷却塔供冷
冷却塔供冷技术是指在常规空调水系统基础上适当增设部分管路及设备，在过渡季和冬季，随着室外气温逐渐下降，室外空气的湿球温度也随之降低，因而冷却塔出水水温也随之降低。当室外空气的湿球温度降至某个值以下时，冷却塔出水水温与空调末端装置所需水温接近，此时可关闭人工冷源，以流经冷却塔的循环冷却水直接或间接向空调系统供冷，提供建筑物所需的冷量，从而节约冷水机组的能耗。
冷却塔供冷系统分为直接供冷系统和间接供冷系统如图5－2和图5－3。直接供冷系统是指在原有空调水系统中设置旁通管道，将冷冻水环路与冷却水环路通过旁通连接在一起的系统。夏季关闭阀门5和6，按常规空调水系统运行;转入冷却塔供冷时，将制冷机组关闭，并关闭阀门1、2、3和4，使冷却水通过图中虚线直接进入用户末端。与直接供冷系统不同，间接供冷系统的冷却水环路与冷冻水环路相互独立，通过中间热交换器换热对用户末端供冷。
图5－2 冷却塔直接供冷原理图
图5－3 冷却塔间接供冷原理图
冷却塔供冷设计时需要注意以下几点。
(1)采用直接供冷方式时，若使用开式冷却塔，冷冻水受到冷却水的污染，水质不能保证，易使蒸发器管路结垢、堵塞，故应注意冷却水的除菌过滤;采用闭式冷却塔，可保证冷冻水的卫生要求，但因价格昂贵，国内目前较少使用;若采用间接供冷方式，保证了冷冻水的水质，但需增加换热器。
(2)不论采用制冷机还是冷却塔的直接或间接供冷，冷却塔可能在冬季运行。在寒冷地区，冬季存在水结冰的问题。因此，对于冷却塔以及室外的冷却水管，必须考虑采用防冻结的措施，尤其是在夜间水系统停止运行后更要注意这一问题。即冬季运行的冷却塔需要有一整套的防冻、融冰措施和冷却水系统的防冻设施。
(3)室内末端设备的校核。室内末端设备，一般是按照夏季空调冷水温度(通常为7～12℃)选择的。从目前的设备情况来看，一般认为，在低温状态下冷却塔的出水温度比湿球温度高2～3℃。在利用冷却塔冬季供冷时，如果要求末端的供冷能力相同，则必须在室外空气的湿球温度低于4～5℃时才能做到。如果冬季末端要求的供冷能力小于夏季，则应对末端设备在冬季供冷量要求条件下反过来复核对冷水供水温度的要求，这样做可以尽可能地提高水温，使得对室外空气湿球温度的要求放宽，有利于更多的利用冷却塔供冷。同时对于开式冷却塔而言，为了防止过多的杂质进入空调水系统之中，通常还要求设置热交换器，因此水系统还存在1～2℃的换热温差损失也是应该考虑的。
(4)应考虑转换供冷模式后冷却塔的供冷能力和冷却水泵的流量及扬程与管路系统的匹配问题。因为冷却塔通常是按照夏季工况来选择的，因此必须对冬季供冷工况进行复核计算。
六、可再生能源的利用
在建筑空调系统中，可以合理利用室外空气的能量、利用浅层地热能资源、太阳能资源，可以少利用甚至不利用电能，达到夏季制冷、冬季制热的目的，例如空气源热泵、水源热泵、太阳能制冷系统等。
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