Det energieffektiva kylbatteriet

Det energieffektiva kylbatteriet SAMMANFATTNING Försök med tre olika köldbärare har utförts på ett kylbatteri avsett för en kyldisk. Uppmätta värden på värmeövergångskoefficienter och tryckfall har jämförts med korrelationer från litteraturen för att verifiera en beräkningsmodell som har skapats i tidigare arbete. I den aktuella studien har i första hand värmeöverföring och tryckfall vid låga Reynoldstal (Re > ) undersökts för ett kylbatteri med relativt kort avstånd mellan rörböjarna (L tube = ). När det gäller värmeövergångskoefficienten på vätskesidan fås, liksom i tidigare undersökningar, bra överensstäelse med Gnielinskis (T) korrelation för laminära flöden om det antas att en ny inloppssträcka bildas efter varje rörkrök. Beräkningsmodellen har sedan kompletterats med korrelationer från litteraturen för olika twisted-tape-insatser och interna flänsar. Resultaten från beräkningarna utförda med denna modell visar att det hittills mest effektiva kylbatteriet inte kan göras särskilt mycket mer effektivt med hjälp av någon av de utvärderade förbättringsteknikerna. De kan dock leda till att saa effektivitet uppnås vid ett lägre köldbärarflöde, vilket kan vara en fördel för resten av kylsystemet i en livsmedelsbutik. BAKGRUND Olika typer av flänsbatterier med aluminiumflänsar på expanderade kopparrör används ofta som kylbatterier i kyl- och frysdiskar. Dessa kylbatterier är ursprungligen framtagna för direktförångning av köldmedium, men den stora omställning som skett på senare tid beträffande kraven på syntetiska köldmedier har lett till att det blir allt vanligare med indirekta kylsystem i livsmedelsbutiker. Vid indirekt kylning med traditionella köldbärare blir värmeövergångskoefficienten på rörsidan i kylbatteriet mycket lägre jämfört med vid direktexpansion, om inte batteriet modifieras. Det finns således anledning att undersöka vilka åtgärder som är tekniskt och ekonomiskt möjliga för att förbättra värmeöverföringen på vätskesidan utan att pumparbetet ökar för mycket eller att värmeöverföringen på luftsidan försämras. Det finns dessutom stora fördelar om man med förbättrad värmeöverföring kan höja batteriets temperatur så mycket att påfrysning kan undvikas. Det gäller såväl energimässigt som beträffande varukvalitén. Tidigare arbete I tidigare arbete [] har försök med fullskaliga kylbatterier utförts med olika köldbärare. Värmeövergångskoefficienter och tryckfall på både vätskeoch luftsidan beräknades utifrån uppmätta värden och resultaten jämfördes med olika korrelationer från litteraturen. För värmeövergångskoefficienten på vätskesidan erhölls bra överensstäelse med Gnielinskis korrelation [3], med konstant temperatur som randvillkor, om det antogs att en ny inloppssträcka bildas efter varje rörkrök. Resultaten visade också att det är nödvändigt att ta hänsyn till denna nya inloppssträcka vid beräkning av tryckfallet. Det kylbatteri som utvärderades hade vågade lameller. För de luftlöden som är aktuella i kyldiskapplikationer (Re = - 1) erhölls dock bäst överensstäelse med korrelationer för plana lameller enligt Gray och Webb [4], när det gällde värmeöverföringen såväl som tryckfallet. En beräkningsmodell för beräkning av värmeöverföring och tryckfall för kylbatterier skapades därefter med hjälp av de korrelationer som uppvisade bäst överensstäelse med uppmätta värden, se Haglund Stignor [6]. Genom att använda denna beräkningsmodell kunde värmeöverföring och tryckfall för olika föreslagna geometrier beräknas och en parameterstudie utföras. I denna studie undersöktes effekten av att variera olika parametrar såsom rördiameter, röravstånd, antal parallella slingor, avstånd mellan rörkrökarna på kylbatteriets kortsidor, lamellavstånd etc. Resultaten från beräkningarna visade att även om den nya inloppssträckan som bildas efter varje rörkrök inte bara leder till ökad värmeöverföring utan även till ett ökat tryckfall, kan den ändå nyttjas för att skapa kylbatterier som erfordrar en lägre total eleffekt för att producera den angivna kyleffekten. Användningen av eleffekt kan också minskas genom att minska diametern på kylbatteriernas rör. För att den minskade diametern inte ska leda till en tryckfallsökning krävs dock i vissa fall att antalet parallella slingor i kylbatteriet ökas, se Figur 1 [, 6]. Det kylbatteri som är benämnt B2 motsvarar det kylbatteri som användes i de första försöken. Det mest effektiva kylbatteriet, D212-1-L42, består av

fyra stycken mindre parallellkopplade batterier med betydligt kortare avstånd mellan rörkrökarna (L tube ) jämfört med B2. Dessutom har det mindre rördiameter, fler parallella slingor och fler rör jämfört med detta kylbatteri, se Tabell 1. Det optimala värdet på volymflödet är dock relativt högt för detta kylbatteri jämfört med B2 (se Figur 2), vilket kan vara en nackdel för resten av kylsystemet i en livsmedelsbutik. Dessutom ligger detta flöde (1 < Re < 2 för propylenglykol och 4 < Re < för Temper -2) utanför det Reynoldsområde som undersöktes i försöken med det fullskaliga kylbatteriet B2. Nya försök har därför utförts i den aktuella studien med ett kylbatteri, B, vars dimensioner i stort sett överensstämde med D212-1-L42 för att verifiera att de använda sambanden även kan användas vid lägre Reynoldstal och för kortare avstånd mellan rörböjarna än de i de redan utförda försöken. Det var även intressant att undersöka huruvida ett kylbatteris prestanda kan förbättras ytterligare med hjälp av olika former av insatser i rören. Därför har beräkningsmodellen kompletterats med korrelationer för olika förbättringstekniker och nya beräkningar har sedan utförts i denna studie. Erfordrad elektrisk effekt (W) 7 6 4 3 2 1 B2 B2-8 D212-1 B2-8-L2 D212-1- L2 Wem,e Wef Wep D212-1- L42 Figur 1. Eleffekterna W & em, e, W & ef och W & ep för olika kylbatterier i kyldisk 2 med propylenglykol (39 % w ) som köldbärare. Den minimala eleffekten använd av kompressorn, W &, är 73 W. Optimalt volymflöde (m 3 /h) 1.6 1.4 1.2 1.8.6.4.2 em, min B2 B2-8 D212-1 B2-8-L2 D212-1- L2 D212-1- L42 Figur 2. Optimalt köldbärarflöde för olika kylbatterier i kyldisk 2 med propylenglykol (39 % w ) som köldbärare. Tabell 1. Saanställning över värden för de parametrar som varierades i parameterstudien. d/d B2 11,7/ 12, B2-8 11,7/ 12, D212-9,2/ 1 1, B2-8- 11,7/ L2 12, D212-9,2/ 1-L2 1, D212-9,2/ 1-L42 1, p t /p l 3,/ 26, 3,/ 26, 24,/ 2,8 3,/ 26, 24,/ 2,8 24,/ 2,8 n t /n l L tube antal antal m slingor batterier 8/8 2,2 4 1 8/8 2,2 8 1 1/1 2,2 1 1 8/8 1,7 8 2 1/1 1,7 1 2 1/1, 1 4 FÖRSÖK MED FÖRBÄTTRAT KYLBATTERI En försöksutrustning för fullskaleprovning av konventionella förbättrade kylbatterier avsedda för indirekt kylda kyldiskar har byggts upp. Principen för denna var i stort sett likadan som i de första försöken med B2. Försök gjordes med ett kylbatteri, benämnt B, vars dimensioner kan ses i Tabell 2. Detta kylbatteri utvärderades med propylenglykol samt med två andra köldbärare bestående av vattenlösningar av organiska salter vars försäljningsnamn är Hycool 2 och Temper 2. Alla tre köldbärarna hade en fryspunkt på -2 C. Syftet med försöken var att ta fram värden på värmeövergångskoefficienter och tryckfall på vätskesidan av kylbatteriet för olika flöden. Dessa värden kunde sedan användas för att verifiera att de tidigare använda sambanden även visade på bra överensstäelse vid lägre Reynoldstal och i kylbatterier med kortare avstånd mellan rörböjarna än vad som undersökts tidigare. För att kunna beräkna dessa värden mättes luft- och vätsketemperturer in och ut från kylbatteriet, luft- och vätskeflöden samt tryckfall på luft- och vätskesidan. Dessutom mättes luftfuktigheten för att försäkra att ingen fuktutfällning ägde rum. Med hjälp av dessa parametrar samt ämnesdata för luft och de olika köldbärarna kunde sedan Nusselttalet, Nu, beräknas. Ämnesdata för propylenglykol har tagits från Melinder [1] och från tillverkarna när det gäller de övriga köldbärarna. Ämnesdata för luft har tagits från olika handböcker. Tabell 2. Dimensioner för de utvärderade kylbatterierna B and B2. d/d B 9,3/ 1, B2 11,7/ 12, p t /p l 2,/ 21,7 3,/ 26, L tube n t /n l antal lamellavstånd slingor m 1/1, 1 4 8/8 2,2 4 4

RESULTAT FRÅN FÖRSÖK Det verkliga genomsnittliga Nusselttalet på kylbatteriets vätskesida, Nu(uppmätt), beräknades utifrån de uppmätta parametrarna på saa sätt som i tidigare arbete [6]. De uppmätta Nusselttalen jämfördes sedan med Nusselttal beräknade för de aktuella förhållanden med olika korrelationer för laminära flöden funna i litteraturen [3, 7, 12, 13] på saa sätt som för tidigare försök. Jämförelse mellan uppmätta och beräknade värden för kylbatteri B med propylenglykol (39 % w ) som köldbärare kan ses i Figur 3a och med Hycool 2 i Figur 3b. För bägge dessa köldbärare samt för Temper 2 erhölls bra överensstäelse med Gnielinskis korrelation för laminär konvektiv värmeöverföring med konstant temperatur som randvillkor även för låga Reynoldstal i detta kylbatteri med betydligt kortare avstånd mellan rörböjarna. När det gäller Hycool 2 överensstämde inte de uppmätta och korrelerade värdena på Nusselttalet i de tidigare försöken med B2, medan de för propylenglykol (39 % w ) och Temper 2 gjorde det. I resultaten från dessa försök med B uppträder dock Hycool 2 på saa sätt som de övriga köldbärarna. Även när det gällde tryckfallen överensstämde korrelerade [8] och uppmätta värden relativt väl med varandra även för detta kylbatteri. Ett exempel för detta kan ses i figur 4. PARAMETERSTUDIE FÖR KYLBATTERIER UTRUSTADE MED INSATSER ELLER FLÄNSAR Korrelationer och samband Den beräkningsmodell som användes i tidigare arbete [, 6] har kompletterats med korrelationer för olika förbättringstekniker, nämligen kontinuerliga twisted-tape-insatser, twisted-tape-insatser placerade med jämna mellanrum och interna longitudinella flänsar. Med hjälp av modellen har sedan värmeöverföring, tryckfall och erforderlig eleffekt beräknats för kylbatterierna i tabell 1 med de olika förbättringsteknikerna. På så sätt har kylbatterier utrustade med olika förbättringstekniker kunnat jämföras med kylbatterier med toa och släta rör. För beräkning av värmeövergångskoefficienten på vätskesidan hos kylbatterier utan insatser eller flänsar användes Gnielinskis (T) korrelation [3], upp till Re = 17, med antagandet att en ny inloppssträcka bildas efter varje krök. Vid Re > 37 användes Dittus-Boelters korrelation [14]. I intervallet 17 < Re < 37 användes en linjär saanlagring av dessa korrelationer. När det gäller beräkning av tryckfall på vätskesidan för dessa kylbatterier användes för beräkning av friktionsfaktorn ett samband för laminära flöden Nu (a) Nu (b) 3 2 2 1 1 3 2 2 1 1 1 2 3 4 Re 1 1 Re 3 2 2 1 1 Nu(uppmätt) Nu(Gnielinski, T) Nu(Gnielinski, H) Nu(Sieder&Tate) Nu(Hong&Hrnjak) Nu(konstant, T) Nu(konstant, H) 1 2 3 4 Figur 3. Uppmätta och korrelerade Nusselttal på vätskesidan av B för (a) propylenglykol (39% w ) och (b) Hycool 2. Tryckfall (bar).8.7.6..4.3.2.1. dp(uppmätt) dp(lam) dp(lam-langhaar) 2 4 6 8 1 12 14 16 Re Figur 4. Uppmätta och korrelerade tryckfall på vätskesidan av B för propylenglykol (39% w ).

[12] kompletterad med en korrelation för inloppssträckan föreslagen av Langhaar [8]. Vid Re > 2 användes Gnielinskis korrelation för turbulenta flöden [2]. När det gäller värmeöverföring och tryckfall på vätskesidan av kylbatterier med kontinuerliga twisted-tape-insatser användes korrelationer föreslagna av Manglik och Bergles [9] för en twistedtape med rotationsförhållandet y = (y = H/d) och tjockleken δ =,4. En bild på ett rör med en kontinuerlig twisted-tape-insats visas i Figur. Ytterligare beskrivning av korrelationerna i beräkningsmodellen finns i Haglund Stignor [6]. Optimeringskriterium För att kunna jämföra de olika förbättringsteknikerna i de olika föreslagna kylbatterigeometrierna sinsemellan för en kyldiskapplikation har saa optimeringskriterier som i tidigare studie använts. I dessa har kylbatteriets yttermått samt kyldiskens energiförbrukning fastlagts. Kylbatteriets ytterdimensioner bestämdes till följande: total bredd: 2,2 m höjd djup:, m 2 Beräkningar har i tidigare studie gjorts för olika kyldiskar med olika stor energiförbrukning. I denna studie presenteras enbart resultat för en av dem: Figur. Kontinuerlig twisted-tape. För beräkning av värmeövergångskoefficient och tryckfall på vätskesidan av kylbatterier utrustade med twisted-tape-insatser placerade med jämna mellan rum (RSTT) användes korrelationer framtagna av Saha m fl [11] för en insats med saa twistförhållande och tjocklek som för den kontinuerliga tapen, mellanrumsförhållandet s = (s = S/d) och stångdiametern d(rod) = d/13. En bild på ett rör med twisted-tape-insats placerad med jämna mellanrum visas i Figur 6. Figur 6. Twisted-tape-insatser placerade med jämna mellanrum [11]. För kylbatterier som har interna longitudinella flänsar har i beräkningsmodellen korrelationerna för värmeöverföring och tryckfall på vätskesidan ersatts med resultaten från en numerisk studie utförd av Fabbri [1]. För jämförelserna i denna studie har numeriskt framräknade Nusselttal och tryckfall för en flänsgeometri enligt figur 7 använts. kyldisk 2: Q & b =22 W Q & a =18 W t a,in = 8 C t a,out = -1 C V& = 76 m 3 /h a Målet har satts till att producera angiven kyleffekt med så låg total elförbrukning som möjligt, d.v.s. suan av kompressor-, pump- och fläktelanvändning. Vid beräkningen av dessa eleffekter gjordes följande antaganden beträffande verkningsgrad för kompressor, pump och fläkt. Köldfaktor: 2,7 vid en förångningstemperatur på -1 C och kondenseringstemperatur på 4 C, en temperaturdifferens på K mellan förångningstemperatur och utgående köldbärartemperatur. Kompressorns användning av elektrisk effekt minskar/ökar med 2,4 %/K då förångningstemperaturen höjs/sänks från referenstemperaturen -1 C. Pumpverkningsgrad:,3 (erforderligt pumparbete/använd eleffekt) Fläktverkningsgrad:,1 (erforderligt fläktarbete/använd eleffekt) RESULTAT FRÅN PARAMETERSTUDIEN Den totala erfordrade eleffekten för att producera den angivna kyleffekten, W & är definierad enligt etot W & etot = W& em + W& ep + W& ef Figur 7. Tvärsnitt av rör med fyra interna longitudinella flänsar [1]. Den elektriska effekten använd av kompressor, W &, kan i sin tur definieras enligt em

W & em = W& em,min + W& em, e där W & em, min är den minimala kompressoreleffekten, dvs den eleffekt kompressorn hade erfordrat om köldbärarens framledningstemperaturen, t b,in, hade varit densaa som lufttemperaturen ut från kylbatteriet, t a,out. W & em, e, är då definierad som den extra eleffekt som kompressorn måste använda på grund av att köldbärarens framledningstemperatur måste vara lägre än lufttemperaturen ut från kylbatteriet för att tillräcklig kyleffekt ska uppnås. Erfordrad elektrisk effekt (W) 1 8 6 4 2 Wem,e Wef Wep Toa rör Twisted-tape y= RSTT y= s= Interna flänsar (4) Figur 7. Eleffekterna W & em, e, W & ef och W & ep för kylbatteriet B2 med och utan förbättringstekniker i kyldisk 2 med propylenglykol (39 % w ) som köldbärare. Den minimala eleffekten använd av kompressorn, W &, är 73 W. Erfordrad elektrisk effekt (W) em,min 4 4 3 3 2 2 1 1 Wem,e Wef Wep Toa rör Twisted-tape y= RSTT y= s= Interna flänsar (4) Figur 8. Eleffekterna W & em, e, W & ef och W & ep för kylbatteriet D212-1-L42 med och utan förbättringstekniker i kyldisk 2 med propylenglykol (39 % w ) som köldbärare. Den minimala eleffekten använd av kompressorn, W &, är 73 W. Optimalt volymflöde (m 3 /h) 1.6 1.4 1.2 1..8.6.4.2. Toa rör em, min Twisted-tape y= RSTT y= s= Interna flänsar (4) Figur 9.Optimalt köldbärarflöde för kylbatteri D212-1-L42 med och utan förbättringstekniker i kyldisk 2 med propylenglykol (39 % w ) som köldbärare. Beloppet på W & em, min kan inte minskas av en förbättring av kyldisken kylbatteri utan för att minska denna eleffekt krävs förbättringar i övriga delar av systemet. Den extra eleffekten, W & em, e, påverkas däremot av kylbatteriets prestanda. I figurerna nedan, se Figur 7, visas suan av den extra kompressoreleffekten, W & em, e, pumpeleffekten, W & ep, och fläkteleffekten, W & ef, för kylbatteri B2, med och utan de olika förbättringsteknikerna, och propylenglykol som köldbärare. Som syns i figuren leder inte någon av de olika teknikerna till att den totala erforderliga elförbrukningen minskar för detta kylbatteri. I Figur 8 visas saa jämförelse, men denna gång för det kylbatteri som enligt Figur 1 var det som var mest effektivt för en kyldiskapplikation, D212-1-L42. I Figur 9 visas värden på de optimala köldbärarflödena för detta kylbatteri med och utan förbättringstekniker. Ur Figur 8 är det möjligt att utläsa att det mest effektiva kylbatteriet enligt föregående studie, D212-1-L42, inte blir nämnvärt mer effektivt av någon av de utvärderade förbättringsteknikerna. Dock blir det optimala värdet på köldbärarflödet betydligt lägre för kylbatterier med insatser eller flänsar, se Figur 9, vilket kan vara en fördel för resten av kylsystemet i en livsmedelsbutik. DISKUSSION OCH SLUTSATSER Resultaten från försöken i denna studie visar att värmeöverföringen på vätskesidan i köldbärarkylda kylbatterier kan beskrivas med Gnielinskis [3] korrelation för laminära flöden med konstant temperatur som randvillkor även för låga Reynoldstal (Re > ) i kylbatterier med kortare avstånd mellan rörböjarna. Detta bekräftar de beräkningsresultat som framkoit i tidigare studie och som visas i figur 1 och 2. Resultaten från beräkningarna i parameterstudien, där beräkningsmodellen har kompletterats med korrelationer för insatser och interna flänsar, visar att ett kylbatteri inte kan göras särskilt mycket mer effektivt med någon av de utvärderade förbättringsteknikerna. Dessa tekniker leder dock till att saa effektivitet kan uppnås för ett kylbatteri med ett lägre köldbärarflöde, vilket kan vara en fördel för resten av systemet i en livsmedelsbutik. De insatser som består av twistedtape-element placerade med jämna mellanrum uppvisar inte särskilt mycket bättre resultat än de kontinuerliga twisted-tape-insatserna. De sistnämnda är dock fördelaktiga ur praktisk synvinkel. Korrelationerna i modellen är i vissa fall använda utanför verifierade områden [6], men korrelationerna för de kontinuerliga twisted-tapeinsatserna har verifierats experimentellt i småskaliga försök vilka beskrivs av Haglund

Stignor [6]. Resultaten från dessa försök visade på bra överensstäelse mellan uppmätta och korrelerade värden. I de lägre Reynoldsområdena underskattade dock korrelationerna den uppmätta värmeöverföringen något, men denna avvikelse påverkar inte slutresultatet för ett komplett kylbatteri i någon större utsträckning. FORTSATT ARBETE I detta och tidigare arbete har förutsättningarna och begränsningarna att förbättra konventionella kylbatterier, med eller utan hjälp av olika förbättringstekniker undersökts. I det fortsatta arbetet ska möjligheten att konstruera kylbatterier som har vätskekanaler med annan tvärsnittsgeometri än den cirkulära undersökas. BETECKNINGAR Subskript D Ytterdiamter; a Luft (air) d Innerdiameter; b Köldbärare d(rod) Stavdiamteter; (brine) H Längd för 18 rotation; e Extra f Fläkt n Antal fin Fläns, lamell L Längd; m in In i kylbatteri Nu Nusselttal l Longitudinell p Avstånd; m Motor (till Q & Värme/kyleffekt; W kompressor) Re Reynoldstal min Minimal S Avstånd mellan element; out Ut ur kylbatteri s Avståndsförhållande p Pump V & Volymflöde; m 3 /h t Transversell W & e Elektrisk effekt; W tot Total y Rotationsförhållande tube Tub, rör α Värmeövergångskoefficient; W/(m 2 K) δ Tjocklek; REFERENSER 1. Fabbri, G, Heat transfer optimization in internally finned tubes under laminar flow conditions. International Journal of Heat and Mass Transfer, 1998. 41(1): pp. 1243-123. 2. Gnielinski, V, New equations for heat and mass transfer in turbulent pipe and channel flow. International Chemical Engineering, 1976. 16: pp. 39-368. 3. Gnielinski, V, Zur Wärmeübertragung bei laminarer Rohrströmung und konstanter Wandtemperatur. Chemieingenieurtechnik, 1989. 61(2): pp. 16-161. 4. Gray, D L and Webb, R L. Heat transfer and friction correlations for plate finned-tube heat exchangers having plain fins. in Proceedings of the 8th International Heat Transfer Conference. 1986. San Francisco, USA: Hemisphere Publishing Corporation: pp. 274-27.. Haglund, C and Fahlén, P. Det energieffektiva kylbatteriet. i Dokumentatuíon från den första eff-sys-dagen. 21. Kungliga Tekniska Högskolan, Stockholm. 6. Haglund Stignor, C, Liquid Side Heat Transfer and Pressure Drop in Finned-Tube Cooling- Coils. 22, Lund Institute of Technology: Lund, Sweden. 97 p. 7. Hong, S H and Hrnjak, P S, Heat transfer in thermally developing flow of fluids with high Prandtl numbers preceding and following U- bend. 1999, Air Conditioning and Refrigerating Center, University of Illinois: (217) 333-311. Urbana, USA. 14 p. 8. Langhaar, H L, Steady flow in the transition length in a straight tube. Journal of Applied Mechanics, 1942. 9: pp. A-A8. 9. Manglik, R M and Bergles, A E, Heat transfer and pressure drop correlations for twisted-tape inserts in isothermal tubes: part I - Laminar flows. ASME Journal of Heat Transfer, 1993. 11(4): pp. 881-889. 1. Melinder, Å, Thermophysical properties of liquid secondary refrigerants - Charts and tables, Handbook No 12 of the Swedish Society of Refrigeration. Second ed. 1997, Stockholm, Sweden: Swedish Society of Refrigeration 11. Saha, S K, Gaitonde, U N, and Date, A W, Heat transfer and pressure drop characteristcs of laminar flow in circular tube fitted with regularly spaced twisted-tape elements. Experimental Thermal and Fluid Science, 1989. 2: pp. 31-322. 12. Shah, R K and London, A L, Laminar flow forced convection in ducts - Supplement 1. Advances in heat transfer. Vol. 1. 1978a, New York: Academic press. 477 p. 13. Sieder, E N and Tate, C E, Heat transfer and pressure liquids in tubes. International Chemical Engineering, 1936. 28: pp. 1429. 14. Welty, J R, Wicks, C E, and Wilson, R E, Fundamentals of Momentum, Heat and Mass Transfer. 3 ed. 1984, Singapore: John Wiley & Sons. 83 p. DELTAGARE I PROJEKTET Deltagande industrirepresentanter i detta projekt är SP, ABB Coiltech AB, Alfa Laval AB, Svenska Fjärrvärmeföreningen, Grundfos AB, Hydro Alunova AB, Hydro Chemicals AB, Refcon AB, Temper Technology AB, Wica Cold AB och Wilo Sverige AB.