新园区项目LEED认证与暖通节能设计综述

我已委托“维权骑士”（维权骑士_一个为原创者提供版权管理和保护服务的网站）为我的文章进行维权行动我要解释一下，当时在做这个项目

我已委托“维权骑士”（维权骑士_一个为原创者提供版权管理和保护服务的网站）为我的文章进行维权行动

我要解释一下，当时在做这个项目的时候，我不是该项目的设计人员，而供职于亚太区工程部。该项目机械系统部分的CD，BD是由Joseph Luo Jiawei完成，DD的HVAC部分是由 Hao Peng完成。我们几个人都是好朋友

本文是笔者多年前的文章，因为某些原因没有发表，发到此专栏，供大家参考.

对于不喜欢看具体计算过程的朋友，只要看文字部分就可以了！

上海新园区的一期项目,作为整个亚太区域的办公行政中心,始建于2008年底。

办公楼建筑面积大约28000m2。

地下一层,主要为停车场,也有部分房间作为健身房,物业办公室，储藏室,风机房等等。地上六层，主楼一到五层为开放式办公室，会议室,单人办公室，小型培训室等等。六层为新风空调箱机房。裙房三层,主要为报告厅,大型培训室,小型会议室,开放式办公室等等。

采用2台电制冷离心机[2550kw*2]和1台电制冷螺杆机[900kw]产生冷冻水作为冷源,2台天然气/轻柴油双燃料锅炉[1400KW*2]产生空调热水作为热源。[冷热源供给一二期]全楼新风集中处理,新风空调箱一用一备[单台50000m3/h],每个楼层的南侧和北侧各采用1台混风空调箱处理室内负荷。裙房则按房间功能类型不同采用混风空调箱。冷水机组和锅炉均安装在独立的动力中心之内。各全空气系统末端均采用单风道VAV装置或者单风道带加热盘管VAV装置

2.本项目暖通节能设计简述:

本项目在启动的时候,2008年,按照AZ企业内部标准的[可持续发展项目设计措施打分卡]中的要求进行了针对性的分析和评估,并结合国内的GB规范和上海地区的政策,气候,能源补给等方面进行整合。从而初步开列出本项目所能做到的一些节能设计。

3.主要节能手段:

表1是最初在进行概念设计的时候所开列出的可能的暖通方面的主要的节能措施，此处只列出主要项目，其余小项未列。

下面逐一分析说明采用的节能措施以及效果，以上技术全部为成熟技术，没有实验性的项目如

热湿分离独立处理----例如chilled beam；当时上海不成熟技术地源或者水源热泵；辐射冷板等

被考虑进入设计

3.1全空气变风量VAV系统:

项目采用新风经过新风空调箱处理后进入各个楼层与楼层一次回风空调箱混合再送至各个变风量末端的设计理念。同时由于大楼具有一定进深,因此分割了内外区,幕墙之内5m的范围为外区,之内为内区。内区常年供冷,外区带再热盘管夏季供冷冬季供热。

VAV系统的基本原理和设计规则有很多专著,就不再赘述。

这里主要介绍本项目的VAV的设计特点。

3.1.1:由于楼层内机房空间有限,本项目并没有采用内外区空调箱分开的方式,而是混用了一台空调箱同时服务于每层楼面的内区和外区。

3.1.2:外区的再热盘管的负荷主要考虑了围护结构的失热量以及所在区域的新风的加热负荷。而加热时候的额定风量则考虑为夏季风量的50%,也即是在加热工况下为定风量运行。风量与温度的关系见图1

3.1.3:混风AHU常年送冷,在夏季最不利时,送风状态点大约为17度,95%.[大部分房间的温度控制在24-25度左右]而随着季节逐渐过渡到秋季冬季,AHU的出风状态点可以根据内区的VAV的关闭状态的百分比逐渐自动上调最高至20度,也就是说在冬季最不利情况下,内区的VAV会开到较大比例风量供冷给内区。而此时外区的绝大部分VAV会启动再热盘管。[以上为设计理想工况]

3.1.4:该VAV变风量末端选用的是压力无关类型,设备本身带有流量传感器;

变风量系统在计算负荷的时候,是取用所有房间的逐时负荷和值中的最大值,而并非所有房间的逐时负荷最大值的和.因此可以得知在进行冷热源选型,水系统,主风管的初投资上面可以节省费用。不过针对具体的每个VAV分支末端则和定风量系统在初投资上面则没有差别。

经过一年的运行,从该企业的运行管理部门反馈回来的消息称:夏季全部VAV开满，而在春秋季绝大部分的VAV末端开启度大概为40%-60%左右,实际风量为设计最大风量的50%-65%之间。而且由于AHU出风口的定静压变频控制,空调风机的频率运行在最大频率的60%-70%左右.

此处需要特别指出一个重要问题

变风量系统在使用过程中明显的缺点是由于阀门的开度变小,风量变小导致相关区域的新风量下降,冷热舒适感下降,CO2浓度上升。特别在冬季,由于风量已经达到了最小比例50%,使得新风量极大减少.

针对以上问题,本项目采取了若干措施来解决这一问题。最主要的是进行新风量修正。关于修正的计算方法在参考教材有说明[1].

这里主要对VAV系统中的新风修正进行特别说明

按照ASHRAE62.1-2007的计算标准,当一个AHU负责多个VAV区域的时候,AHU的新风量是按照X/[1+X-Y]进行修正的,X是修正前的AHU的新风比,Y为所负担多个区域里面的某一个要求最大比例的新风比。特别指出当各个分区为VAV区域的时候,所求Y的数值公式当中的分母是该区域的最小风量，也就是VAV关闭到最小值时候的风量。一般VAV关闭至最小时的风量是最大风量的40%-50%。由此求出Y的正确数值。这样可以保证即便某个区域的VAV关闭到了最小，各个区域的新风量。特别是新风比要求最高的区域也仍旧满足要求。更加详细的说明可以参见ASHRAE手册[2]

另一方法是针对高密度区域,[这里的高密度区域指每100平方米超过25人工作的区域,主要是一些会议室,报告厅等]是利用CO2浓度监测仪检测区域内部的CO2 浓度,进而调节进入各个一次回风空调箱之前的新风阀.保证室内CO2浓度不低于需求值.[参见3.2章节];

3.2 CO2浓度探测与新风量的连锁:

本项目高密度区域的空调箱安装了CO2浓度监测装置,安装位置位于空调箱回风总管上.国内GB标准为室内环境CO2 浓度不高于1000ppm.这一指标同时也符合ASHRAE标准。本项目在调试的时候,将其设定为不超过800ppm. 实际情况在夏季运行期间,基本上CO2浓度在450-600ppm之间波动;冬季运行期间,CO2浓度在750-800ppm之间波动。这一现象说明,新风空调箱的能力满足要求,同时新风量也随着CO2 的浓度实现了实时变化,既满足了室内空气品质要求,也满足了节能要求。

这一措施主要在于,由于高密度区域人员密度变化很大。如果完全按照ASHRAE的新风量标准或者GB的新风量标准，也就是完全固定人员数量保证新风量数值不变的话,新风量往往在很多时候偏大很多，造成能源的浪费。因此按照区域控制通风策略[DCV][3]的方法，针对这些高密度区域,按照CO2浓度监控新风量的方法进行节能。

因此在实行这一方法的时候,假设前提是室内人员数量变化是存在的并且是起伏很大的。这也就意味着CO2浓度的监控节能方法默认了各个区域的人员数量是不固定的，也不存在着最小的新风量需要，只要满足CO2浓度要求即可。总体说来这一策略是适用于高密度区域的。

3.2.1.本项目的CO2浓度探测装置特点如下

3.2.1.1由于新风量需要随着CO2
浓度波动, 因此新风阀门不能安装为定风量阀门.项目选用了压力无关型的变风量阀门;由各个区域的回风管道上面的CO2浓度探测器控制新风量阀门

3.2.1.2阀门设定了最小风量值。也就是说即使某一楼面有一段时间没有人员工作,新风仍旧会按照一定的最低比例送入该区域,而不会完全关死.[ 当然这种情况不太会出现]。需要指出阀门的最小风量的设定应该是试运行一段时间以后的结果,而不能简单地按照最小的可能工作人数*30m3/h得出结果.因为每层楼面的情况是不尽相同的,最小可能工作人数的推断是不可能精确的。而应该在BMS系统上经过一段时间的观察和分析最后得出合理的设定值;

3.2.1.3由于该系统检测的是某层楼面的回风总管上的浓度,所以其检测的是平均值,而并非单个房间的值.因此即使检测的均值浓度达标,也不能意味着每个房间都达标。可能单人办公室的浓度达标，但是相邻的20人会议室却不达标。出现这一现象的最主要因素除了上面所说的浓度监测的是平均值这个原因以外,还有一个原因就是冬季由于部分外区房间处于再热状态,导致这些房间的VAV处于最小送风状态,进而导致新风量偏小，而产生的CO2却很多。

3.2.1.4本项目被动节能措施非常好,因此在冬季的时候,95%外区基本上不需要开启再热盘管。此时内外区的VAV基本上都处于比较低的风量状态.不过仍旧可以满足室内空气品质条件,只是比夏季要高。

3.2.2改善措施

基于以上这些特点可以看出,虽然本项目采用了CO2浓度的检测,在一定程度上调节了新风的风量,让其可以实时变化,起到节能的效果。但是由于3.2.1.3中所说的两个原因,导致了其节能的同时却带来了可能的某些房间新风不足的后果，比如会议室。因此尚有改善的空间;改善的方法可以从以下方面考虑:

3.2.2.1.按照ASHRAE62.1-2007新风风量计算公式进行进行X新风量的修正;

3.2.2.2.尽可能将会议室、培训室这样的高密度区域使用独立的AHU

3.2.2.3.在冬季的时候,对于那些被动节能不好[围护结构传热系数较高]的建筑,当外区处于再热状态的时候,让VAV处于夏季最大风量状态运行。可以看到上文中的图1中死区左侧的再热状态的时候,应可以调整VAV的风量值,让其直接开到最大值,这样可以满足新风的指标要求;

3.2.2.4.在冬季的时候,对于那些被动节能好的建筑, 由于其外部基本不需要开再热,比如本项目. 则应该上调AHU的出风温度, 使其逐渐逼近室内温度.[但是始终不高于室内温度¸ 相当于一直送冷风]。迫使末端的VAV开大,从而保证新风量;

3.3置换通风系统

本项目中有一些房间比如演讲厅,大型培训室[超过60人],均属于高大空间房间类型,层高均高于4.5m,而且面积较大,达到几百平方米。因此采用了置换通风的方式进行处理。

3.3.1总所周知,适用的置换通风系统有以下一些显著特点:

3.3.1.1.处理的区域的相对湿度的控制精度不需要很高;

3.3.1.2.送风点的温度可以处理的比较高,一般达到18-19度,而且系统主要以处理室内显热为主,潜热的影响忽略不计---这个也是湿度精度控制不高的条件;

3.3.1.3.末端风速很低,大约0.5m/s[本项目最高不超过0.7m/s],因此末端送风口的占用面积较大,可以利用墙角四边和橱柜两侧的空间,将送风口布置为90度圆柱或者平板式风口.

3.3.2置换通风的优势

3.3.2.1.在进行冷热负荷计算时,由于不考虑室内的潜热处理,房间相对湿度可以相对较高;并且由于存在低区至高区的温度梯度,有一部分被带至高区排出;这样就可以使得送排风温差可以较大。一般可以在10度以上

3.3.2.2.在处于过渡季节的时候,可以更加长期的使用免费室外新风.因为送风的温度可以相对较高;

3.3.2.3.低区的空气品质可以更好 ,CO2的浓度可以更低;

3.3.3置换通风的劣势:

3.3.3.1.需要特别指出,3.3.2中的第一条和第二条需要同时使用才可以起到节能的效果.如果高区的热风是被直接排出，并且所在地区可以长期甚至在初夏和初秋均使用室外免费冷风，短期使用空调系统冷冻水制冷，那么置换通风是节能的。

如果高区的热风仍旧回到了混风空调箱,那么这一部分热风仍旧需要被处理至合理的温湿度再送入房间。也就是说室内产生的显热和潜热仍旧需要全部被AHU 处理掉,那么此时的置换通风系统则并不可能节能很多;

这一结果说明置换通风更加适合使用在长年温度较低相对湿度较为干燥的地区,但是并不太适用于四季分明,长年湿度较高的地区。这也是为何北欧地区采用置换通风较多的原因;在中国大陆,西北地区和东北地区的项目应该更加适合采用这种形式.而上海地区除了剧场和影院等高大空间以外,普通的办公楼建筑内的高大空间如果仅仅是为了节能则不建议采用这种方式.

3.3.3.2. 本项目由于采用了统一的新风处理空调箱处理所有楼层的新风,也包括这些大区域。因此过渡季节的免费室外冷风则不可以利用,这是一个缺憾.因此第一条里面提到的热空气仍旧需要被AHU处理,从节能的角度而言,其并无优势。但是从室内空气品质角度,空气质量更好。前文已经陈述,楼内所有的CO2浓度全部没有超过600ppm.这也即是3.3.2.3里面提到的,如果建筑内部的室内空气品质要求处于优先考虑的地位,则利用置换通风是合理的优先选择;

下面笔者以本项目的一个房间来说明置换通风和上送上回系统从冷热源负荷,风量的区别.以夏季工况为计算对象。这里的计算仅仅按照通风换气的计算方法进行比较,并没有按照室内空气品质的角度进行比较。

该高级培训室的参数,面积为300m2,有60人在内培训.层高4.5m,夏季房间上送上回

设计参数干球温度为25度左右,相对湿度大约在53%左右，呼吸区相对湿度要求为40%-70%；

置换通风设计参数,房间温度22-25度，呼吸区相对湿度<=70%.置换通风的工作区高度层为2m.

用上送上回的方式计算结果如下：

（焓湿图为图2）

各点状态点参数如下（表3）:

新风量=30*60=1800m3/h

露点送风温度=18.45度,相对湿度=95%，焓值=50.66kj/kg，绝对湿度12.63g/kg

室内显热负荷25.02kw

室内散湿量=61g/h*60=3660g/h，潜热负荷为(2500-25*2.35)*3.66/3600=2.48kw

送风温差=25-18.45=6.55度

新风比=1800/11059=16.3%

D1-D2=3660/[11059*1.2]=0.276g/kg

新风负荷[从室外34度,80%,104kj/kg的状态处理到25度, 65%,58.12kj/kg的状态]=1800/3600*1.2*[104-58.12]=27.5kw

则总体负荷为新风负荷+室内显热负荷+室内潜热负荷=27.5+25.02+2.48=55kw

从焓湿图AHU的冷量计算角度验证此结果

新回风混合点状态:

I=104*16.3%+[1-16.3%]*58.12=65.6kj/kg

则AHU处理冷量为11059/3600*1.2*[65.6-50.66]=55kw

显然从冷量关系看,AHU的处理冷量为新风负荷+室内显热负荷+室内潜热负荷

两种方法计算结果吻合,AHU处理的冷量为55kw

采用置换通风的方式按照处理负荷要求计算结果如下:（焓湿图为图3）

各点状态点参数如下（表4）:

人员为站姿,工作区高度为2m,假定人的脚处为22度，
头处为25度,按照33%的准则得出,排风温度为28.75度,送风出口温度为18.6度[具体计算方法可以参考手册[4].得出下列参数:

新风量为30*60=1800m3/h

送风温度为18.625度

送排风温差=28.75-18.625=10.125度

新风比1800/7340=24.52%

D1-d2=3660/[7340*1.2]=0.42g/kg

排风状态点
28.75度,13.22g/kg,焓值62.6kj/kg

新风负荷[从室外34度,80%,104kj/kg的状态处理到28.75度, 53.4%,62.6kj/kg的状态]=1800/3600*1.2*[104-62.6]=24.84kw

室内显热负荷25.02kw

室内散湿量=61g/h*60=3660g/h,

潜热负荷为(2500-2.35*25)*3.66/3600=2.5kw

则总体负荷为新风负荷+室内显热负荷+室内潜热负荷=24.84+25.02+2.5=52.36kw

新回风混合点状态:

I=104*24.5%+[1-24.5%]*62.6

I=72.7kj/kg

则AHU处理的冷量为7340/3600*1.2*[72.7-51.3]=52.36kw

显然从冷量关系看,AHU的处理冷量为新风负荷+室内显热负荷+室内潜热负荷。两种方法计算的结果相吻合。AHU处理的冷量为52.36kw

比较以上两种情况可以看出,置换通风相比较于普通送风[在不能利用过渡季节室外新风的情况下]

1.室内的显热和潜热负荷并无太大差别。唯一的区别在于处于置换通风之中的人员的显热和潜热负荷由于人员本身处于相对低干一些的环境之中,可以使得显热潜热量略微小一些。但是不可能很多;而且这一差别也无法从设计计算的角度反映出来

2.新风负荷可以略微下降一些,这是因为对于置换通风而言,新风最终处理的室内状态点焓值可以较高;两种情况下新风量一样。这样则处理新风的冷冻水量和冷机负荷可以下降。

3. 置换通风排风温差相较于普通方式更大。此案例中普通方式为11039m3/h, 置换通风为7340m3/h.因此风机的风量和压头也可以较小一些。这样风机的耗能可以有较大下降。

3.4热回收装置

热回收装置又分为显热回收装置和全热回收装置。全热回收装置由于存在一定比例的渗漏,因此不适用于对室外新风质量要求严格的地方。比如实验室,洁净室等区域。本项目为办公楼,因此采用了全热回收转轮。

根据国家节能相关标准,显热回收与潜热回收的效率均不应该低于60%。本项目中所选用的全热转轮回收装置从欧洲直接进口,全热效率均不低于68%。

本项目热转轮回收装置的参数如下:

送排风量均是50000m3/h

全热回收效率69%

显热回收效率75%

转轮材料采用沸石分子筛

状态点分别是(表5)

这里可以计算出

全热效率=(104.5-70)/(104.5-50.3)=34.5/54.2=68.6%

显热效率=(34-26.5)/(34-24)=75%

潜热效率=(27.4-17)/(27.4-10.3)=10.4/17.1=60.8%

而根据项目结束以后的实际运行情况来看,结果如下

由于办公楼内部的卫生间，清洁室的排风的存在,大约消耗了40%的新风量,因此实际的热回收的排风量大约只有新风量的60%.按照规范要求, 这种情况可以按照公式[5]

进行热回收效率的计算和分析。

公式为:η总效率=G*(h1-h2)/[Gmin*(h1-h3)]

G为新风量m3/h

Gmin为新风量和排风量两者中的较小风量m3/h

H1为室外状态焓值,h2为热回收后的新风状态焓值,h3为室内排风状态焓值。单位均为kj/kg

η显热效率 ,η潜热效率 的公式形式是一样的，就不一一叙述

设施管理公司按照BMS上面的记录结果得到如下数据:

在夏季的最不利的两周,此时的室外温湿度为40度,65%，31g/kg.在经过转轮以后,温湿度分别变成31度,86.4%,21.6g/kg.

列表如下(表6)

全热效率=(120-86.4)/[0.6*(120-52.6)]=33.6/40.4=83%

显热效率=(40-31)/[0.6*(40-24)]=9/9.6=93.75%

潜热效率=(31-21.6)/[0.6*(31-11.2)]=9.4/11.9=79%

从以上的分析可以看出,室外空气状态越极端,越冷或者越热.转轮热回收的效率越高。因此在办公楼项目中全热转轮也是非常有效的节能措施。此项技术也被LEED BD+C指导手册[6]推荐为节约能耗的四项主要措施之一。

3.5冷冻水二次泵系统变频和空调热水二次泵系统变频

这一种节能运行方式已经作为成熟的技术在很多项目中采用。由于系统末端的AHU全部采用了两通电动阀,因此二次泵的节能效果较能够得到体现。由于很多著作和论文已经涉及了这一部分,本文就不再赘述其原理。

以冷冻水系统为例,见图4，设施管理部门的运行实际结果为盛夏季节的二次泵基本为单台全频50HZ运行 （系统水泵为一用一备），此时的冷冻机的一次泵为定频运行,冷机运行负荷在

90%-95%之间。过渡季节，如初秋和春季,二次泵的频率在30HZ-40HZ之间波动,此时的冷冻机的负荷在50%-70%之间。如此看来二次泵的运行频率和冷冻机的负荷能够紧密相关,节能的意图得到了体现。当然这与设计选型的精确程度,设备自身的性能,BMS的控制逻辑以及设施运行管理人员的管理都密不可分。

二次泵变频实现节能的关键在于冷冻机群控的加减机状况和二次泵的频率（也即是用二次冷冻水量）紧密结合。调试中需要密切关注的一个问题在于,当末端的冷负荷增大,各个两通电动阀门均逐步开大的过程中。二次侧主管上面的压差传感器感受到压差下降,要求二次泵的逐渐增大频率以提供更高的冷冻水量。而这时,二次侧水泵的吸入口的水温(也就是末端设备的回水温度)是上升的。如果此时冷冻机群控的加机程序不能迅速加机的话那么,就会导致平衡管里的水流方向发生反流,导致大量的末端高温回水不回到冷冻机而是直接回到二次水泵，造成二次侧出水的温度越来越高,末端房间的温度会越来越高。

因此在进行设计的时候,要注意以前几个方面的问题:

1.冷冻机的加减机逻辑和群控的合理性。特别是加减机的延迟时间,加减机的控制点(如是采用冷冻机群组的总出水点水温还是二次水泵的吸入口水温还是更加合理的利用总的共回水温度以及流量进而算出实际负荷等),二次侧设定的压差;

2.冷冻机的选型应该以几大配一小的方式进行,小机的冷量应该以大机的35%-40%冷量为标准。这是因为目前多数项目的选型是应该以大机使用离心机而小机选用螺杆机的组合方式。而一般大机的喘振区位于40%以下.因此目前的这种选择方式可以最大程度避免大机负载过低出现喘振，实现系统平稳运行和增减机。

3.平衡管的设定应该以满足能够旁通一台大机的流量为准。也就是应该和一次泵的大机的出水管径一致。

4.当然最主要冷冻机，一次泵，二次泵的选型要准确,和实际流量和扬程相符。

3.6被动节能

被动节能是建筑项目当中非常重要的因素。一般而言被动节能被定义为采用非机械手段进行建筑节能:主要策略有最佳建筑朝向,良好的围护结构性能,天窗采光,外部遮阳措施,自然通风,超高或者超低太阳能反射指数（Solar
Reflectance Index，简称SRI）的楼顶反射膜等等方式。

本项目中最主要考虑了围护结构和水平外部遮阳措施。与ASHRAE90.1-2007和GB50189-2005

的规范中所要求的各项主要指标相比结果列表如下（表7）

说明如下:

1. 此表格仅仅列出了主要围护项目,并没有完整列出所有项目。

2. 所有数据的单位为w/m2. ℃

3. 上海地区在ASHRAE里面的地区是Zone3

从此表可以看出,ASHARAE基础标准对于外围护结构要求较高。而对于外窗的要求并不十分高。一般的双层LOW-E的玻璃都能够达到标准。

在LEED BD+C指导手册[6]的能源与大气章节,列举了四项主要节能措施,它们分别是:

1.降低建筑本身的耗能,可以通过良好的围护结构减少进入热负荷,降低冗余的照明负荷等等达到;

2.采用高效的建筑机电设备,选择合适的机电能力,保证高效的运行效率等等措施达到;

3.采用现场余热或者废热回收,或者废水回收技术降低能耗;如热电联产CHP技术等等;

4.采用现场再生能源降低对外部能源的依赖。例如太阳能采暖,太阳能光伏,风力发电等等措施;

本项目采用LEED项目所允许采用的建筑负荷模拟计算软件eQUEST得到一个年度的L理论设计能耗,与标准能耗相比.降低了22%的费用。

本项目被动节能措施极好, 从设施管理部门反馈的结果。在冬季95%外区的末端VAV的再热盘管无需开启,只要送19度左右的一次回风即可维持室内温度不低于22度。也即是说外区的设备和人员散热量已经可以弥补围护结构的散热并且还有一定的热量富余。

3.7
其余节能措施:

本项目在很多方面还采取了很多节能措施,比如采用高效率电机,热回收的冷冻机,智能能源计量装置[检测电能、天然气、市政供水、雨水回收利用、绿顶、蒸汽冷凝水回收利用等等]，限于篇幅且部分项目不属于暖通范畴，就不一一详述。

4.结论:

以上所列出的这些暖通方面的节能措施和手段，在现有建筑技术下均是成熟的。可以用于各种建筑项目。如果在项目前期,特别是可行性研究阶段,考虑了这些技术，对于建筑的全生命周期成本和评价(life cycle cost and life cycle assessment)有很大的好处。

参考书目

1.
全国勘察设计注册公用设备工程师暖通空调专业考试复习教材(第三版)P556

2.
ASHRAE60.1-2007 Section 6

3. 62.1 User’s Manual ANSI/ASHRAE Standard 62.1-2007 Ventilation for Acceptable Indoor
Air Quality

4.
用供热空调设计手册第二版(上册)置换通风章节

5.
Air- Conditioning & Refrigeration Institute (ARI2005-1-60)
2005 Standard For Performance Rating Of Air-To-Air Heat Exchangers For Energy
Recovery Ventilation Equipment-2005

6.
Green Building Design And Construction Reference
Guide 2009 P263-264