Ramón Ferreiro-García
Rodrigo Pernas-Martinez
Jose Luis Calvo-Rolle
Universidad de A Coruña. Dpto. Ingeniería Industrial. ETSNM, Paseo de Ronda, 51-15011 A Coruña.
Tfno: +34 981 167000. ferreiro@udc.es;
Recibido: 9/4/2012 - Aceptado: 10/5/2012 - DOI: http://dx.doi.org/10.6036/ES1009
1.- INTRODUCCION
Los motores de combustión interna para propulsión marina tienen mas de un siglo de evolución [1] (Los motores.., 1926), durante el cual se han alcanzado un alto grado de aprovechamiento energético [2] (Renedo Estebanez C, et.al., 2011) en donde se analizan dos alternativas de aprovechamiento energético del calor residual de los gases de escape de motores de combustión mediante cogeneración, utilizando dos alternativas: (a) el empleo de módulos prefabricados, y (b) la instalación clásica de cogeneración con caldera de recuperación y turbina de vapor.
Un elemento central del concepto de propulsión eficiente es el accionamiento mediante ciclo combinado constituido por una combinación de los sistemas Diesel (diesel-generadores) y Rankine (turbo-generadores). En tal sentido, en [3] (F. Haglind., et. Al., 2011) se propone una alternativa al Diesel generador que consiste en un ciclo combinado dotado de turbina de gas de geometría variable en lugar del Diesel generador para mejorar la eficiencia térmica. En [4] (María Jonson, Jinyue Yan, 2001), se proponen ciclos de amoníaco-agua para aprovechar el calor residual del escape de los DG así como para turbinas de gas, en donde evalúan los resultados de ambos sistemas.
Existen otros medios de aprovechamiento del calor de los gases de escape. Así en [5] (V.Pandiyarajan et. Al. 2011) se analiza un método de acumulación de energía térmica residual procedente de los gases de escape mediante confinamiento en un tanque el calor sensible y latente del fluido térmico acumulador de energía muy prometedor, pero sin aplicación a la propulsión de momento.
En [6] (R. G. Papaginnakis y D.T. Houtalas, 2003) Se ha realizado un estudio sobre la viabilidad de los motores diesel duales (combustible líquido gas) alternativamente con resultados prometedores.
En la última década los sistemas de propulsión para buques de LNG se han decantado por dos alternativas:
- Propulsión mediante motores Diesel muy lentos a fuel oil y relicuación del gas procedente de la carga de LNG transportada (BOG) para ser recuperado en estado líquido.
- Propulsión eléctrica mediante motores Diesel-generadores (DG) de combustión dual semi-rápidos de cuatro tiempos y lentos de dos tiempos.
El estudio llevado a cabo se centra en investigar las diversas opciones de mejora susceptibles de realización en plantas propulsoras de buques destinados al transporte de LNG. En tal sentido en [7] (Hee Bum Lee et. Al., 2011) se establecen un método para determinar la predicción de la temperatura de los aislantes de la carga y con ello predecir la generación de BOG para alimentar los DG. La opción basada en la relicuación de la carga que conlleva la utilización de fuel oil pesado es descartada por el alto coste que alcanzará a finales de esta década.
figura 1 muestra el una configuración del sistema propulsivo basado en propulsión eléctrica mediante motores Diesel-generadores (DG) de combustión dual semi-rápidos de cuatro tiempos o lentos de dos tiempos.
Fig. 1. Planta propulsora DE convencional
El esquema propulsivo descrito proporciona alta flexibilidad entre los posibles modos de operación. El hecho de que el HFO tiene que satisfacer las exigencias restrictivas sobre contenido de azufre (regulación 14 IMO sobre SOx) entre otras características, reduce el atractivo como combustible fósil para plantas de propulsión marina frente al BOG.
La utilización del BOG tiene claras ventajas adicionales entre las que cabe destacar:
- la alta eficiencia de los DGs a altas carga,
- el hecho de mantener cargas constantes evita sobrecargas térmicas lo que implica menor deterioro mecánico,
- no hay necesidad de utilizar diesel-generadores auxiliares,
- carece del sistema de embrague en la reductora lo que simplifica la instalación y las consiguientes tareas de mantenimiento.
Las ventajas citadas sitúan la propulsión DE con DGs de combustión dual utilizando el BOG de la carga en uno de los primeros puestos optativos para seleccionar un sistema de propulsión marina para buques de LNG. Si a estas ventajas se añaden las consecuencias de aprovechar el calor residual de los DGs para producir vapor y utilizarlo en los turbo-generadores, combinando los ciclos Diesel - Rankine, se estima un significativo incremento de la eficiencia térmica que deja a esta configuración de planta propulsora en un lugar preferente. Desde el punto de vista medioambiental, la utilización del BOG es la opción más aceptable y la única que satisface los requerimientos de la OMI para finales de esta década.
La figura 2 muestra la configuración básica del sistema propulsivo basado el ciclo combinado Diesel-Rankine (DR).
Fig. 2. Planta propulsora DE basada en el ciclo combinado DR.
Fig. 3. Configuración básica del ciclo combinado DR complementado con energía de la combustión del BOG.
Ambos tipos de motores Diesel son combinados con un ciclo Rankine en cascada que es capaz de aprovechar parte del calor residual de lo DGs para producir vapor que accionará los turbo-generadores.
La estructura del generador de vapor diseñada para aprovechar el calor residual de los DGs se muestra en la figura 3. Sea trata de propulsión DE constituida por dos tipos fundamentales de motores Diesel:
- Diesel-generadores (DG) semi-rápidos de cuatro tiempos y combustión dual.
- Diesel lentos de dos tiempos.
En la sección 2 se realiza la modelización del ciclo combinado DR en sus posibles configuraciones, en la sección 3 se realiza el estudio de casos para determinar la configuración más eficiente y en la sección 4 se discuten los resultados del estudio, extrayendo las conclusiones en la sección 5.
2. MODELIZACIÓN DEL CICLO COMBINADO RD
Asumimos como ciclo combinado la asociación de dos ciclos termodinámicos en cascada para la obtención de trabajo útil. Todo ciclo termodinámico rechaza una cierta cantidad de energía o calor residual. El calor residual de un ciclo primario o alta temperatura puede ser utilizado como foco caliente para la obtención de trabajo mediante otro ciclo termodinámico secundario o de baja temperatura. En este estudio se utilizan los ciclos Diesel, típico de los motores alternativos de combustión interna (MACI), y Rankine, que aprovecha el calor residual de los MACI´s.
2.1.- MODELIZACIÓN DEL CICLO DIESEL
La energía que aporta la combustión en un MACI se distribuye en energía mecánica aprovechada y calor disipado. Una parte del calor disipado es recuperado y utilizado para producir trabajo en el ciclo Rankine. Las fuentes de calor residual disponibles en un MACI son:
- El calor de los gases de escape debido a su elevada temperatura.
- El calor del aire de admisión después de su paso por el compresor.
- El calor del agua de refrigeración de camisas.
- El calor del aceite lubricante del propio motor.
Para llevar a cabo el estudio comparativo se utilizan dos tipos de motores distintos:
- motor marino lento de gran potencia para la accionamiento directo de la hélice.
- motor marino semi-rápido diesel-generador.
Ambos tipos de motor disponen de las mismas fuentes de calor residual. Se realiza el balance de masas y energía del agua de refrigeración de camisas, seguidamente el del aire de admisión y por ultimo el de los gases de escape. Se desprecia el calor del lubricante debido a que es una fuente de de muy baja calidad.
2.2.- MODELIZACIÓN DEL CICLO RANKINE
El ciclo Rankine es responsable de aprovechar los calores residuales de los MACI`s para extraer trabajo útil adicional que de no ser así sería cedido al ambiente. En este ciclo se basa el estudio para obtener una mayor eficiencia térmica del ciclo combinado.
Según se muestra en la figura 4, en el ciclo Rankine ideal se desestiman las irreversibilidades internas y en consecuencia está constituido por los siguientes procesos:
- 1-2 Compresión isoentrópica en una bomba.
- 2-3 Aporte de calor.
- 3-4 Expansión isentrópica.
- 4-1 Cesión de calor.
Mediante el balance energético del ciclo se obtienen las ecuaciones que permiten determinar la eficiencia térmica según
Fig. 4. Ciclo Rankine subcrítico sin sobrecalentamiento
Con objeto de incrementar la eficiencia térmica del ciclo Rankine existe la posibilidad de aplicar un conjunto de modificaciones tal como se muestra en la figura 5, que consisten en:
- Reducción de la presión del condensador.
- Incremento de la presión de la caldera.
- Sobrecalentamiento del vapor.
- Ciclo Rankine con recalentamiento.
Fig. 5. Ciclo Rankine subcrítico con sobrecalentamiento y recalentamiento
3. ESTUDIO DE CASOS SOBRE PROPULSIÓN "DE" DECOMBUSTIÓN DUAL Y CICLO COMBINADO DR
Como se ha mencionado con anterioridad, la energía residual de ambas instalaciones Diesel será por medio de un ciclo Rankine en cascada. El ciclo Rankine propuesto puede operar con varios fluidos de trabajo como el agua o el amoníaco. Así, los posibles casos de ciclos combinados a estudiar consisten en:
1) Ciclo combinado basado en Motor Diesel lento de gran potencia combinado con un ciclo Rankine (de simple y doble expansión) con amoníaco como fluido de trabajo.
2) Ciclo combinado basado en Motor Diesel lento de gran potencia combinado con un ciclo Rankine (de simple y doble expansión) con agua como fluido de trabajo.
3) Ciclo combinado basado en Motor Diesel semi-rápido combinado con un ciclo Rankine (de simple y doble expansión) con amoníaco como fluido de trabajo.
4) Ciclo combinado basado en Motor Diesel semi-rápido combinado con un ciclo Rankine (de simple y doble expansión) con agua como fluido de trabajo.
La comparación de los resultados obtenidos con respecto a la eficiencia de cada instalación, permite elegir la modalidad de propulsión más eficiente tomando como criterio de eficiencia la relación trabajo útil-combustible consumido.
Las características de cada tipo de motor sometido a estudio se detallan en la tabla 1.
Tabla 1: Características de los motores marinos lento de gran potencia y semi-rápido.
3.1.- BALANCE ENERGÉTICO PARA LOS DOS CASOS
Con objeto de determinar las pérdidas de energía susceptibles de aprovechamiento, se realiza el balance de energías de cada máquina con los datos de la tabla 1 cuyos resultados se muestran en la tabla 2.
Tabla 2. Balance de energía para los motores marinos lento de gran potencia y semi-rápido.
En la figura 6 se muestran los diagramas Sankey correspondientes a los mototes lento y semi-rápido. De acuerdo con los datos de la tabla 2 y los diagramas de la figura 6, solo el 45,92 % y el 48,85 % de la energía aportada por el combustible es aprovechada en forma de energía mecánica útil. El resto forma parte de las energías liberadas hacia el foco frío, las cuales se convierten en pérdidas de energía residual debido a la imposibilidad técnica de aprovechamiento.
Fig. 6. Diagrama Sankey para los motores marinos lento y semi-rápido.
4. ANÁLISIS DE RESULTADOS
En esta sección se analizan los resultados conseguidos al aplicar los métodos propuestos anteriormente para mejorar la eficiencia de una planta de propulsión marina. Una vez presentados los cálculos realizados, se indica las opciones técnicas que contribuyen a incrementar la eficiencia en concordancia con el tipo de instalación propulsora disponible.
4.1.- ANÁLISIS DE UN MOTOR MARINO LENTO DE GRAN POTENCIA
Los buques LNG donde se utilizan motores lentos de gran potencia generalmente disponen de dos motores (tabla 1), diseñados para la propulsión del propio buque. Como se observa en la tabla 2, el 54,08 % de la energía contenida en el combustible es liberada al ambiente sin aprovechamiento. Para utilizar parte de esta energía perdida se aplica un ciclo Rankine en cascada con el Diesel. Se captura en primer lugar el calor absorbido por el circuito de agua de refrigeración de camisas, elevando la temperatura del fluido desde la disponible a la salida de la bomba hasta los 333 K. Seguidamente se captura el calor de refrigeración del aire y finalmente el calor de los gases de escape.
4.1.1- CASO DEL CICLO RANKINECON SIMPLE EXPANSIÓN
La primera opción de aprovechamiento de energía residual consiste en utilizar el ciclo Rankine del modo mostrado en la figura 7, en donde el fluido térmico de trabajo capta calor del agua, aire y gases de escape para operar la turbina entre los estados 3 y 4, condensa el fluido de trabajo entre los puntos 4 y 1, y alimenta el circuito cerrando el ciclo. La temperatura mínima del ciclo viene determinada por la temperatura del agua de mar, que para este tipo de buques asumiendo un calado medio de 10 metros, suele estar a 290 K.
Fig 7. Esquema de la instalación utilizando un ciclo Rankine de simple expansión
El caudal de fluido que evoluciona en este ciclo captura la energía contenida en los gases de escape, , desde 513 K a la entrada hasta 368 K a la salida de precalentador de aire hasta los 500 K. Las ecuaciones (10), (11), (12) y (13) describen la transferencia de calor desde los enfriadores de camisas, aire y gases de escape al fluido de operación del ciclo Rankine, según
La energía que proporciona el ciclo mediante la turbina y la energía absorbida mediante la bomba de alimentación según las ecuaciones (15-17) son para la turbina:
La energía rechazada por el ciclo hacia el condensador o foco frío viene determinada como
La eficiencia térmica del ciclo Rankine y Carnot vienen dadas por las ecuaciones (5) y (8) mientras que la eficiencia global de la planta se define en (9).
En la tabla 3 se muestran los puntos de trabajo del ciclo Rankine de simple expansión utilizando amoniaco y agua respectivamente para un motor Diesel marino lento.
Tabla 3. Propiedades termodinámicas de los distintos puntos del ciclo Rankine de simple expansión usando amoniaco (izquierda) y agua (derecha) para un motor marino lento.
En la tabla 4 se presentan los resultados obtenidos utilizando como fluidos de trabajo el amoniaco y el agua. Utilizando amoniaco se alcanzan presiones supercríticas (200 bar de presión de caldera). Por el contrario utilizando agua, se opera con bajas presiones para obtener vapor sobrecalentado (5 bar para asegurar el sobrecalentamiento del vapor). A continuación en la figura 8 se puede observar una comparación entre los diagramas T-s tanto para el ciclo de NH3 como para el de agua.
Tabla 4. Comparación entre los fluidos de trabajo (amoníaco y agua) operando bajo el ciclo Rankine para el motor marino lento de gran potencia
Fig 8. Diagramas T-s para ciclo de NH3 y agua.
4.1.1- CASO DEL CICLO RANKINE CON SIMPLE EXPANSIÓN
Una estrategia típica de mejora de la instalación descrita de un solo ciclo de expansión consiste en utilizar un recalentamiento asociado con una segunda expansión según se muestra en la figura 8. Esto requiere dos turbinas: turbina de alta presión (AP) y turbina de baja presión (BP).
Fig 9. Esquema de la instalación usando un ciclo Rankine con recalentamiento.
La diferencia fundamental entre el ciclo de amoniaco y el ciclo con una sola expansión radica en que el calor procedente de los gases de escape de los motores Diesel para elevar la temperatura hasta los 500 K es utilizada tanto para elevar la temperatura hasta el punto 3 como hasta el punto 3b del recalentamiento. Por ello el calor útil de los gases de escape ( ) es la suma del calor aportado en la caldera más el aportado en el recalentamiento, resultando el caudal del ciclo para este proceso
Al disponer de dos turbinas AP y BP, el trabajo suministrado resulta ser
Las ecuaciones 5, 8, 9, 10, 12, 13, 14, 16, 17, 18 son idénticas para los dos tipos de ciclo.
Procediendo a la obtención de los datos necesarios para los ciclos Rankine de dos expansiones con amoníaco y agua, se parte de los datos de la tabla 5 para obtener las correspondientes eficiencias térmicas a cada ciclo tal como se indica en la tabla 6.
Tabla 5. Propiedades termodinámicas de los distintos puntos del ciclo Rankine de doble expansión usando amoniaco y agua para un motor marino lento.
En la tabla 6 compara el ciclo de amoniaco frente al de agua. Para el ciclo de amoníaco se ha adoptado una presión intermedia de 80 bar. Con ello la turbina de alta trabaja entre 200 y 80 bar mientras que la de baja trabaja entre los 80 y los 7,746 correspondientes a la presión de saturación a 290 K. Para el ciclo de agua se adopta una presión intermedia de 1 bar, trabajando así la turbina de alta entre 5 y 1 bar y la de baja entre 1 y 0,0192 bar.
Tabla 6. Comparación entre el ciclo de amoniaco y el ciclo de agua para un motor marino lento usando un ciclo Rankine de doble expansión.
En la figura 10 observamos tanto el ciclo de amoniaco como el ciclo del agua para el análisis de la doble expansión.
Fig.10. Diagramas T-s para ciclo de NH3 y agua.
4.2- ANÁLISIS DE UN MOTOR MARINO SEMI-RÁPIDO
Otra alternativa aplicada a la propulsión de los buques LNG modernos consiste en la instalación descrita y mostrada en la figura 2. Se observa que la planta está formada por cuatro motores diesel-generadores que producen la energía eléctrica necesaria para la red del buque incluyendo los motores eléctricos de la propulsión. Los motores diesel generadores son semi-rápidos, con una potencia inferior a los motores lentos antes estudiados pero con la cantidad de energía suficiente como para poder ser reutilizada en un ciclo Rankine produciendo una cantidad de energía auxiliar, que de otra forma sería enviada al ambiente. Tal y como se observa en la tabla 4, esta cantidad de energía que no se aprovecha representa el 51,416 % de la energía contenida en el combustible. Para el siguiente estudio se toman los datos dispuestos tanto en la tabla 2 como en la tabla 4.
Siguiendo la estrategia del caso anterior para la recuperación de la energía, se aprovecha en primer lugar el calor absorbido por el circuito de agua de refrigeración de camisas, pasando la temperatura del fluido desde la de la salida de la bomba hasta los 347 K. A continuación se aporta la energía disponible en el aire de barrido del circuito de alta temperatura, elevando la temperatura del fluido desde los 347 K a los 368 K. Por ultimo, se captura la energía que contienen los gases de escape entre la temperatura de salida del precalentador de aire de barrido (368 K) hasta los 636 K de salida de la turbo-soplante.
4.2.1- UTILIZACIÓN DE UN CICLO RANKINE CON SIMPLE EXPANSIÓN
El esquema para esta instalación es el mismo que el de la figura 8. En este estudio, el calor útil de los gases de escape ( ) es de mejor calidad, debido a que los gases de escape salen de la turbo-soplante a una temperatura superior a la de un motor marino lento. Por ello el calor útil de los gases es el contenido desde los 646 K de entrada hasta los 368 K de salida de la caldera, y es el necesario para elevar la temperatura del fluido desde los 368 K de salida del precalentador de aire de barrido hasta los 636 K.
Las ecuaciones expuestas en la sección 4.1.1 serán las utilizadas en este aparto, esto es debido a que el ciclo rankine es idéntico. Por ello, se presentan los datos obtenidos en el estudio de los dos ciclos de amoniaco y de agua, así como las tablas donde se indican los distintos puntos del proceso.
Procediendo a la obtención de los datos necesarios para los ciclos Rankine de dos expansiones con amoníaco y agua, se parte de los datos de la tabla 7 para obtener las correspondientes eficiencias térmicas a cada ciclo tal como se indica en la tabla 8.
Tabla 8: Comparación entre el ciclo de amoniaco y el ciclo de agua para un motor marino semi-rápido usando un ciclo Rankine de simple expansión.
El análisis de los datos de la tabla 8 indica que al utilizar motores semi-rápidos las temperaturas de escape, como se indico anteriormente, son superiores con respecto a las del motor marino lento. Por ello la energía térmica residual es de mayor calidad al alcanzar temperaturas superiores. En consecuencia, el ciclo con agua a una temperatura de trabajo elevada nos permite trabajar con presiones mayores que para el ciclo con agua usado para el motor lento. Debido a esto se toma una presión de trabajo de caldera de 20 bar para el ciclo de agua y una presión de caldera de 200 bar para el ciclo de amoniaco.
En la figura 11 se representan los ciclos de NH3 y agua en un diagrama T-s. Siguiendo el procedimiento aplicado al estudio del motor marino lento, se procede a estudiar una mejora aplicable al ciclo utilizando un recalentamiento intermedio expandiendo el fluido de trabajo mediante dos turbinas que trabajan entre presiones distintas. La única variación que se presenta es la elevada temperatura de los gases de escapo frente a la de los motores lentos. Lo que atribuye mayor calidad a la energía residual aprovechada en el ciclo Rankine.
Fig.11. Diagramas T-s para ciclo de NH3 y agua.
4.2.2- UTILIZACIÓN DE UN CICLO RANKINE DE DOBLE EXPANSIÓN
Siguiendo el procedimiento aplicado en la sección anterior, como la temperatura de los gases de escape es mayor para el ciclo de agua es posible y recomendable elevar la presión de trabajo de la caldera hasta los 20 bar y obtener así las mejoras procedentes de aumentar la presión de la caldera. La turbina de alta presión trabajara entre los 20 y los 3 bar, y la turbina de baja presión trabajara entre los 3 bar y la presión del condensador de 0,0192 bar. Para el ciclo de amoniaco seguiremos utilizando los 200 bar de presión de caldera con una presión de vapor recalentado de 80 bar hasta su expansión hasta los 7,746 bar existentes en el condensador.
Procediendo a la obtención de los datos necesarios para los ciclos Rankine de dos expansiones con amoníaco y agua, se parte de los datos de la tabla 9 para obtener las correspondientes eficiencias térmicas a cada ciclo tal como se indica en la tabla 10.
Tabla 9. Propiedades termodinámicas de los puntos del ciclo Rankine de doble expansión para el amoníaco y el agua.
Tabla 10: Comparación entre el ciclo de amoniaco y el ciclo de agua para un motor marino semi-rápido usando un ciclo Rankine de doble expansión.
En la figura 12 se representan los ciclos de NH3 y agua en un diagrama T-s
Fig.12. Diagramas T-s para ciclo de NH3 y agua.
En resumen, la tabla 17 muestra las eficiencias obtenidas al aplicar los diferentes ciclos, de donde se pueden extraer ciertas conclusiones útiles para la implementación de sistemas de propulsión destinados a buques de LNG.
Tabla 17. Eficiencia de las instalaciones mejoradas mediante ciclo combinado.
5. CONCLUSIONES
En este artículo se han analizado diversas opciones de mejora aplicables a sistemas de propulsión de buqyues dedicados al transporte de LNG. Después de haber presentado los resultados obtenidos en el estudio de las opciones de mejora, se dan las condiciones para realizar un balance de los resultados, así como discutir la validez y calidad de los mismos. La mejor opción es aquella que proporcione mayor trabajo útil a menor coste global. Esta premisa conlleva la necesidad de comparar los resultados.
Así, a partir de que las eficiencias de las instalaciones de propulsión Diesel para motores lentos y semi-rápidos de las dos instalaciones estudiadas son respectivamente 45,9 y 48,85, al introducir las mejoras descritas en el trabajo en base al ciclo combinado DR con amoníaco o agua, se tienen los resultados de la tabla 17.
Cabe destacar el incremento de eficiencia para instalaciones mejoradas con motores semi-rápidos. Esto es debido a la calidad de los gases de escape que los hace idóneos para combinar con el ciclo Rankine.
Las diferencias de eficiencia conseguidas entre la utilización del amoníaco o el agua son irrelevantes. De aquí se desprende la ventaja de utilizar agua por razones obvias.
La tendencia actual en relación con las preferencias sobre modelos propulsivos no se decanta por las instalaciones Diesel-eléctricas a base de motores semi-rapidos. En realidad coexisten las dos opciones estudiadas y la opción de añadir un ciclo Rankine para ganar un 10% de eficiencia no está siendo considerada mientras el coste de los combustibles sea asumible.
6. BIBLIOGRAFÍA
[1] Mendizabal P. Los motores Diesel en los barcos. La precompresión en los motores. DYNA Ingeniería e Industria. Enero 1926. Vol. 1-1 p.13-14.].
[2] Renedo-Estebébanez C, Ortiz-Fernandez A, Perez-remesal S, et al., "Cogeneración mediante recuperación energética de calor de escape" DYNA Ingeniería e Industria. Febrero 2011. Vol. 86-1 P.105-117.
[3] Pandiyarajan V, Chinna Pandian M, Malan E et al. "Experimental investigation on heat recovery from diesel engine exhaust using finned shell and tube heat exchanger and thermal storage system", Applied Energy, January 2011.Vol. 88. Issue 1, p. 77-87. http://dx.doi.org/10.1016/j.apenergy.2010.07.023
[4] Haglind F. "Variable geometry gas turbines for improving the part-load performance of marine combined cycles e Combined cycle performance". Applied Thermal Engineering. March 2011,Vol 31, Issue 4, Pages 467-476. http://dx.doi.org/10.1016/j.applthermaleng.2010.09.029
[5] Hee Bum Lee , Bum Jin Park , Shin Hyung Rhee, et al. "Liquefied natural gas flow in the insulation wall of a cargo containment system and its evaporation". Applied Thermal Engineering . October 2011. Vol. 31. p. 2605-2615. http://dx.doi.org/10.1016/j.applthermaleng.2011.04.028
[6] Papagiannakis RG, Hountalas DT. "Experimental investigation concerning the effect of natural gas percentage on performance and emissions of a DI dual fuel diesel engine". Applied Thermal Engineering. Febrero 2003. Vol. 23. p. 353-365.
[7] Maria Jonsson, Jinyue Yan. "Ammonia-water bottoming cycles: a comparison between gas engines and gas diesel engines as prime movers".Energy. Enero 2001. Vol. 26. p. 31-44.
Primero
Anterior
