设计方案：
进行详细的负荷计算，不能估算。
除在方案设计或初步设计阶段可使用热、冷负荷指标进行必要的估算外，施工图设计阶段应对空调区的冬季热负荷和夏季逐时冷负荷进行计算（民用建筑供暖通风与空气调节设计规范7.2.1）。
施工图设计阶段，必须进行热负荷和逐项逐时的冷负荷计算。
温湿度合理搭配，合理降低室内温湿度标准。
依据负荷特性划分内外区，或采用多分区空调。
南向房间：大量的太阳辐射得热；
北向房间：需要进行供暖。
热惰性大、热阻大的墙体材料可以视为内区房间。
体育馆、影剧院、博物馆、商场等公共建筑采取：
a.高速喷口诱导送风；
b.影剧院下送风或座椅送风；
c.分层空调。
高大建筑物中，仅对下部工作区进行空调，而对上部较大空间不予空调，或夏季采用上部通风排热。
高大厂房分层空调：
腰部水平送风分层空调气流组织基本形式：
分层空调冷负荷组成：自身冷负荷；非空调区的对流热转移负荷；非空调区的辐射热转移负荷。
中庭空调与防排烟常用方案：
由下部负荷设空调送风，水平送风隔断上、下空间，夏季无排风或设机械排风；只考虑夏季排风和地面采暖，不设空调。
办公或商业服务建筑群、宾馆，可采用如下方式：
新风机组＋风机盘管；布置灵活；过渡季无法充分利用室外风。
变风量系统，节能；昂贵。
室内局部热源就地排除。
冷热源节能：
规范条文（GB50736-2012）：
8.1.1 供暖空调冷源与热源应根据建筑物规模、用途、建设地点的能源条件、结构、价格以及国家节能减排和环保政策的相关规定等，经过综合论证确定，并应符合下列规定：
1.有可供利用的废热或工业余热的区域，热源宜采用废热或工业余热。当废热或工业余热的温度较高、经技术经济论证合理时，冷源宜采用吸收式冷水机组；
2.在技术经济合理的情况下，冷、热源宜利用浅层地能、太阳能、风能等可再生能源。当采用可再生能源收到气候等原因的限制无法保证时，应设置辅助冷、热源；
3.不具备本条第1、2款的条件，但有城市或区域热网的地区，集中式空调系统的供热热源宜优先采用城市或区域热网；
4.不具备本条第1、2款的条件，但城市电网夏季供电充足的地区，空调系统的冷源宜采用电动压缩式机组；
5.不具备本条第1~4款的条件，但城市燃气供应充足的地区，宜采用燃气锅炉、燃气热水机供热或燃气吸收式冷（温）水机组供冷、供热；
6.不具备本条第1~5款的条件的地区，可采用燃煤锅炉、燃油锅炉供热，蒸汽吸收式冷水机组或燃油吸收式冷（温）水机组供冷、供热；
7.建筑的夏季室外空气设计露点温度较低的地区，宜采用间接蒸发冷却冷水机组作为空调系统的冷源；
8.天然气供应充足的地区，当建筑的电力负荷、热负荷和冷负荷能较好匹配、能充分发挥冷、热、电联产系统的能源综合利用效率并经济技术比较合理时，宜采用分布式燃气冷热电三联供系统；
9.全年进行空气调节，且各房间或区域负荷特性相差较大，需要长时间地向建筑物同时供热和供冷，经技术经济比较合理时，宜采用水环热泵空调系统供冷、供热；
10.在执行分时电价、峰谷电价差较大的地区，经技术经济比较，采用低谷电价能够明显起到对电网"削峰填谷"和节省运行费用时，宜采用蓄能系统供冷供热；
11.夏热冬冷地区以及干旱缺水地区的中、小型建筑宜采用空气源热泵或土壤源地源热泵系统供冷、供热；
12.各有天然地表水等资源可供利用、或者有可利用的浅层地下水且能保证100%回灌时，可采用地表水或地下水地源热泵系统供冷、供热；
13.具有多种能源的地区，可采用复合式能源供冷、供热。
我国大部分地区，用地下水喷淋空气都具有一定的降温效果。
“深井回灌”技术：夏季冷水送到喷水室去对空气进行减湿冷却处理。回水排入热深井2贮存起来，以备冬季使用；冬季对空气进行加热加湿处理，低温回水排入冷深井1贮存起来，以备夏季使用。
由于夏季地道壁面的温度比外界空气的温度低很多，所以在有条件利用的地方，使空气穿过一定长度的地道，也能实现对空气冷却或减湿冷却的处理过程。
什么情况下采用吸收式制冷更利于节能？
单效机~ 100℃左右热源，COP为0.7-0.8。
双效机~ 150℃左右热源，COP为1.2-1.3。
三效机~200℃以上热源，COP为1.6-1.7，目前无成熟产品。
燃煤或燃气锅炉制蒸汽，再利用蒸汽吸收式制冷，节能否？
燃煤蒸汽锅炉：锅炉效率80%，双效机COP=1.3，从燃煤到制冷的综合效率为1.3×0.8=1.04。
同样规模的电动压缩制冷机的COP=5.5。我国燃煤发电效率为30%，考虑15%的传输损失，从燃煤到末端用电的转换效率为0.3×0.85×5.5=1.4，高于吸收式制冷的1.04。
直接通过直燃式吸收机燃烧燃气或燃油制冷，节能否?
从燃煤到制冷的综合效率为能量转换效率为1.3（100%×1.3），大型燃气发电厂的发电效率为55%，考虑15%传输损失，燃气发电再电力制冷的综合转换效率为0.55×0.85×5.5=2.57，远高于吸收机1.3的能量转换率。
无论锅炉制蒸汽，再蒸汽吸收式制冷，还是直接燃烧燃气或燃油吸收制冷，能源利用率均不如先在大电厂发电，再由电制冷。因此，一般情况下不提倡通过直接燃烧燃煤、燃气、燃油的吸收式制冷方式。
有工厂余热或热电联产电厂余热时，采用吸收式制冷，可在夏季充分利用这些余热，替代常规的电压缩制冷，实现能量的充分利用。
缺少电力供应的地区，吸收式制冷可被作为降低电力峰值负载的办法。
冷热源节能措施：
优先利用可再生能源；
重视冷热源部分负荷性能；
合理配置机组台数和容量大小（2-3台，一大一小）；
多台制冷机并联运行时，不开启的制冷机前后的冷冻水、冷却水管阀门必须关闭，防止不必要的短路旁通；
及时调节供水温度，实现变水温调节。
及时清洗冷凝器和蒸发器。
方案1：大型离心机水源热泵，集中供冷；
方案2：冷却水集中输送，分散水源热泵；
（A）末端两级压缩离心机；（B）末端螺杆机。
方案3：区域热电冷联产（DCHP）。
空调系统的评价指标：
采用能效比COP(EER)评价制冷机额定制冷工况
综合部分负荷值IPLV评价制冷机部分负荷制冷工况
季节能效比 SEER 评价额定制冷制热工况
1)EER制冷性能系数(能效比) Energy efficiency ratio =制冷量/制冷消耗功率
2)COP制热性能系数 Coefficient of Performance=制热量/制热消耗功率
3)IPLV (Integrate partial load value)综合部分负荷值，反应单台制冷机的实际使用效率，衡量机组性能与系统负荷动态特性的匹配。
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)，冷却水进水温度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℃。
严寒地区、寒冷地区和夏热冬冷地区，大部分运行时间集中在负荷率在30%~50%区域；夏热冬暖地区，大部分运行时间，集中在负荷率在50% ~70%区域。
4)SEER(season energy efficiency ratio )季节能效比
空气处理机组节能措施：
机组风量、风压匹配，选择最佳经济点运行；机组整机漏风要少；设置热回收设备；尽量利用可再生能源。
水系统节能：
冷冻水系统 冷却水系统：
水系统现存问题：
1）分支环路水力平衡：
设计时进行分支环路之间的阻力计算；
设计时设置能准确调试的技术手段。
2）分区及设置二次泵；
3）冬夏及部分负荷时水泵分设；
4）冷冻水和冷却水循环泵开启台数=冷机开启台数。
5）变流量水系统
一次泵变流量水系统：
基本原理：设计状态下，满负荷运行，压差旁通阀开度为0，△P为△P0。负荷变小，两通阀关小，供回水压差超过△P0，压差控制器作用，旁通阀自动打开，直至△P减小至△P0。部分水经旁通管进入回水管，与用户侧回水混合进入水泵及冷水机组，基本保持冷冻水泵和冷水机组的流量不变。
6）变频调速控制
7）冷却塔节能
温度调节器控制风机起停；
通过调速装置改变风机用电动机转速；
冷却塔供冷技术（免费供冷）；
冷却塔并联时，宜使水量在各塔之间均匀分布，并使冷却塔风机统一变频，尽量多开启冷却塔风扇、低频率运行，充分利用冷却塔换热面积。
冷却塔节能技术：关闭不工作冷却塔的水阀，避免冷却水在不工作冷却塔旁通，导致不同温度的冷却水混合。保持冷却塔周围通风顺畅，进入冷却塔的空气湿球温度不应高于室外环境温度1℃。
风系统节能：
1）正确选用空气处理设备；
2）变风量系统；
3）变频控制技术；
4）局部热源的热量应通过局部排热系统就地排除；
5）热回收。
公共建筑节能设计标准：
4.3.22空调风系统和通风系统的风量大于10000m3／h时，风道系统单位风量耗功率(Ws)不宜大于表4.3.22的数值。风道系统单位风量耗功率(Ws)应按下式计算：
式中：Ws—风道系统单位风量耗功率[W／(m3／h)]；
P—空调机组的余压或通风系统风机的风压(Pa)；
ηCD—电机及传动效率(％)，ηCD取0.855；
ηF—风机效率(％)，按设计图中标注的效率选择。
运行管理中的节能技术措施：
1）合理调整室内参数，并根据人员变化，调节新风量。
新风量的大小主要根据室内允许CO2浓度确定，CO2允许浓度值取0.1%，每人所需新风量约为30m3左右。
在除了CO2气体之外的其它因素良好的情况下，可以考虑减少新风量。ASHRAE规定，有回风的空调系统可以使新风量减少到33% (不抽烟的房间)。
调节新风量：
可用如下方法减少新风量：
在回风道上设置CO2检测器，根据CO2气体浓度自动调节新风阀门；监视室内人员，根据人数的变动，用手动预先把新风阀门开启到一定的开度；用相应于星期或时刻而确定的运行图式进行程序控制新风阀。
2）防止过热及过冷
设置必要的恒温设备。
Ex：日本某办公楼(建筑面积5600m2)，风机盘管系统，采用恒温器控制后，节省38%的冷量和26%的热量。
3）合理设定设备的启动和停止时间；在预冷、预热时停止取用新风。
4）过渡季用室外空气作为自然冷量
在夏季室外空气焓大于室内空气焓、冬季室外室气焓小于室内空气焓时，减小新风量有显著的节能意义。
当供冷期间出现室外空气焓小于室内空气焓时，应全新风运行。
5）根据空调负荷变化规律，制定不同的运行策略，使机组所提供的制冷能力与用户所需要的冷量相适应。
根据空调负荷变化规律，合理调配冷水机组运行台数，使运行机组工作在高能效比区。
因地制宜地增加冰蓄冷系统，利用冰蓄冷系统的特点，最大限度消除负荷变化对冷水机组的影响，为冷水机组在高能效比区运行创造条件。
对于使用功能复杂的系统，必要时可增设调峰冷水机组；有特殊要求的房间，增设独立冷源。
6）加强冷却塔的运行管理，降低冷却水温度。
对于停止运行的冷却塔，其进出水管的阀门应该关闭。否则，因为来自停开的冷却塔的水温度较高，混合后的冷却水水温就会提高，冷机的制冷系数就减低了。
冷却塔使用一段时间后，应及时检修，否则冷却塔的效率会下降，不能充分地为冷却水降温。
7）提高冷冻水温度
冷冻水温度越高， 冷机的制冷效率就越高。冷冻水供水温度提高 1℃，冷机的制冷系数可提高3%，因此，不要设置过低的冷机冷冻水设定温度。
要关闭停止运行的冷机的水阀，防止部分冷冻水走旁通管路，否则，经过运行中的冷机的水量就会减少，导致冷冻水的温度被冷机降到过低的水平。
8）提高运行管理人员的技术素质；
9）合理的用能计费制度；
10）管路系统检漏、检垢。
空调节能新工艺与新设备：
1.低温送风空调：
送风温度由12-15 ℃降至3-11 ℃。
需注意的问题：
1）风口、风管、末端送风装置表面易结露，应特别注意保温。
2）防止低温空气直接进入工作区，或温度不均而导致热舒适性差。
空调蓄冷：实现用电“削峰填谷”。
全负荷蓄冷：
全天所需冷量均由蓄存冷量供给；制冷机在用电高峰时间不运行；
制冷机和蓄冷装置容量大；运行费用低，但设备投资高、回收期长、蓄冷装置占地面积大；
除峰值需冷量大且用冷时间短的建筑以外，一般不宜采用。
部分负荷蓄冷：
全天所需冷量部分由蓄存冷量供给；
制冷机容量小，系统合理经济。
热泵：应用冷凝器排出的热量进行供热的制冷系统。
热泵与制冷机的工作原理和过程相同，用途不同。
消耗机械能或热能，把低位热源热能提升到高位热源。
节约高位能。
温度对口：建筑空调供暖用能所需的温度，与自然能源即低品位的可再生能源的温度相当接近、彼此对口。
自然能源的来源可包括：土壤、地下水、地表水（湖泊、河流等）、海水、污水及空气。
建筑能耗中有50-60%为低品位能源，应大规模使用自然能源。
自然能源温度范围与建筑能源相似，属低品位能源。
土壤：13～18℃（北京）；
空气：-20～40℃；
江河湖水：夏季28～35℃；冬季3～5℃；
海水：我国四大海域50～100m范围内全年维持在20℃左右；城市污水：13～17℃。
空气源热泵：
特点：资源丰富，系统简单，初投资低；空气热容量小，需较大空气量；噪声大；COP波动大，且供需矛盾；结霜问题。
目前技术难点（研究热点）：蒸发器的结霜处理；保证压缩机在很大的压缩比范围内都要有良好的性能。
空气源热泵在供热工况下运行时，遇到的最大问题之一就是：气温越低、越供不出热。因此空气源热泵有一个平衡温度。
降低平衡温度，初投资增加；热泵长时间处于部分负荷下运行，效率降低。
平衡温度应根据建筑物的保温情况、当地低于平衡温度的气温出现频率，以及热泵机组本身的性能等因素综合决定。也可选择多台配置的模块化机组，用台数控制来保持系统的效率，保证采暖需求。
地下水源热泵：
特点：取水和回灌都受到地下水文地质条件的限制。
应用条件：当地水源使用政策、水源探测。
核心技术：回灌。
研究热点：1)更有效的取水和回灌方式；
2)增大水侧供回水温差。
污水源热泵：
地源热泵：
慎用：大型高负荷密度建筑，单纯供冷或者单纯供热。
宜用：有足够地面的中、小型建筑使用，或者部分使用；冬夏季负荷平衡的建筑。
设计与施工应：用专用软件做长期热模拟；采用专用回填材料与机械反浆回填；夏天冷却水水温不能太高，避免土壤被烘干。
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