macchine e sistemi energ.

Quale di queste affermazioni è errata?. I turbocompressori sono macchine operatrici termiche. I compressori centrifughi consentono di elaborare portate superiori rispetto ai compressori assiali. I compressori assiali presentano un rapporto di compressione per stadio inferiore rispetto a quello dei compressori centrifughi. I compressori centrifughi monostadio presentano rapporti di compressione massimi di circa 4.

Quale di queste affermazioni è errata?. L’energia posseduta dal fluido all’interno di un volume di controllo può cambiare nel tempo per effetto del calore dQe scambiato con la superficie di controllo. L’energia posseduta dal fluido all’interno di un volume di controllo può cambiare nel tempo per effetto del lavoro meccanico dL sugli organi mobili. Il lavoro meccanico esercitato sul sistema dal fluido all'interno di un volume di controllo risulta essere nullo. Secondo il principio di conservazione dell'energia in forma termodinamica l'energia posseduta dal fluido all'interno di un volume di controllo rimane costante.

I compressori assiali sono costituiti. da una voluta finale. da una corona di pale rotoriche che forniscono energia di pressione al fluido. da una successione di pale rotoriche e pale statoriche quest'ultime capaci di trasformare l'energia cinetica in energia di pressione. da una corona di pale statoriche che trasformano l'energia di pressione in energia cinetica.

Quale di queste esigenze non è possibile soddisfare tramite un condensatore?. costituire una riserva di acqua utile a fronteggiare brusche variazioni di portata nel ciclo termico. accrescere l'area del ciclo funzionale consentendo l'espansione del vapore fino a una pressione molto inferiore a quella atmosferica. nessuna di queste. recuperare, sotto forma di acqua di condensazione, il vapore impiegato in turbina.

Nel caso di compressione interrefrigerata. si riduce il volume specifico del gas complessivamente evolvente nel compressore. lo scambiatore di calore è posto a valle del processo di compressione totale. aumenta il lavoro netto dell'impianto sebbene si raggiungano rapporti di compressione complessivi inferiori. l'effetto benefico è minore quanto prima si effettua l'interreferigerazione.

Nel caso di ciclo Brayton ideale chiuso. il rendimento non dipende dal calore specifico del gas. il rendimento dipende dalla temperatura massima di ciclo. il rendimento dipende unicamente dall'innalzamento di temperatura isentropico fornito dal compressore. all'aumentare della temperatura di fine compressione diminuisce la temperatura media di introduzione del calore.

Quale di queste affermazioni è corretta?. Una pompa centrifuga è una macchina Idraulica di tipo dinamico. Un compressore è una macchina motrice di tipo dinamico. Una turbina idraulica è una macchina motrice a fluido comprimibile. Una turbina idraulica è una macchina operatrice a fluido comprimibile.

Una pompa volumetrica rotativa: nessuna di queste. presenta una velocità media del fluido all'interno generalmente molto bassa. presenta una velocità di rotazione inferiore a quella delle pompe alternative. necessita di valvole di aspirazione e mandata.

Nei motori a combustione interna. Il rendimento organico è definito come il rapporto tra la potenza indicata e la potenza introdotta dal combustibile. Il rendimento interno è definito come il rapporto tra la potenza indicata e la potenza introdotta nel combustibile. Il rendimento organico è definito come il rapporto tra la potenza effettiva e la potenza introdotta dal combustibile. Il rendimento interno è definito come il rapporto tra la potenza indicata e la potenza teorica sviluppata.

In una pompa centrifuga la cavitazione avviene: nessuna di queste. quando NPSH disponibile ≤ NPSH richiesto. ogniqualvolta la pompa viene installata sopra battente. quando la pompa è installata sotto battente.

In base al principio di conservazione dell'energia in forma termodinamica. a. b. c. d.

In base al principio di conservazione dell'energia in forma termodinamica. a. b. c. d.

Considerando un flusso stazionario, in base al principio di conservazione dell'energia in forma meccanica : essendo 1 e 2 le sezioni di ingresso e di uscita rispettivamente. a. b. c. d.

In base all'equazione del lavoro alle differenze di energia cinetica: essendo 1 e 2 le sezioni di ingresso e di uscita della girante rispettivamente. a. b. c. d.

In base all'equazione del lavoro alle differenze di energia cinetica: essendo 1 e 2 le sezioni di ingresso e di uscita della girante rispettivamente. a. b. c. d.

Il grado di reazione è definito come. a. b. c. d.

Applicando l'equazione di Eulero alla girante di una macchina motrice: essendo 1 e 2 le sezioni di ingresso e di uscita della girante. a. b. c. d.

Applicando l'equazione di Eulero alla girante di una macchina motrice: essendo 1 e 2 le sezioni di ingresso e di uscita della girante rispettivamente. a. b. c. d.

Il lavoro ideale di una turbina a fluido comprimibile è pari a: (essendo 1 e 2 l'ingresso e l'uscita alla turbina rispettivamente). a. b. c. d.

Il lavoro ideale di una turbina a fluido comprimibile è pari a: (essendo 1e 2 l'ingresso e l'uscita alla turbina rispettivamente). a. b. c. d.

Il lavoro reale di un compressore a fluido comprimibile è pari a: (essendo 1 e 2 l'ingresso al compressore rispettivamente). a. b. c. nessuna di queste.

Il lavoro reale di un compressore a fluido comprimibile è pari a: (essendo 1 e 2 l'ingresso e l'uscita al compressore rispettivamente). a. b. c. d.

Il valore adimensionalizzato della portata, detto coefficiente di portata è pari a. a. b. c. d.

Il coefficiente di carico è un valore adimensionalizzato pari a. a. b. c. d.

Per macchine geometricamente simili si ha che. a. b. c. d.

In un impianto idraulico il salto utile tra i peli liberi dei bacini di monte e di valle è pari a: (essendo M e V il pelo libero del bacino di monte e di valle rispettivamente e 1 e 2 la sezione di ingresso e di uscita turbina). a. b. c. d.

In un impianto idraulico il salto utile tra i peli liberi dei bacini di monte e di valle è pari a: (essendo M e V il bacino di monte e di valle, 1 e 2 le sezioni di ingresso e di uscita turbina, d il salto disponibile). a. b. c. d.

Il rendimento idraulico di una turbina Pelton è pari a: (essendo 1 la sezione di ingresso in turbina, B'2 l'angolo tra il vettore velocità di trascinamento e quello della velocità relativa in corrispondenza della sezione di uscita della girante). a. b. c. d.

Il rendimento idraulico di una turbina Pelton è pari a:(essendo 1 la sezione di ingresso in turbina, B'2 l'angolo tra il vettore velocità di trascinamento e quello della velocità relativa in corrispondenza della sezione di uscita della girante). a. b. c. d.

Il numero di giri caratteristico di una turbina idraulica è pari a. a. b. c. d.

Il numero di giri caratteristico di una turbina idraulica è pari a. a. b. nessuna di queste. d.

Il coefficiente di riempimento di un compressore volumetrico: ( Essendo µ coefficiente di volume morto e β il rapporto di compressione). a. b. c. d.

La portata elaborata da un compressore volumetrico risulta pari a: a. nessuna di queste. c. d.

Il coefficiente di riempimento di un compressore volumetrico. a. b. c. d.

La portata elaborata da un compressore volumetrico risulta pari a: a. b. c. nessuna di queste.

Il lavoro compiuto da un compressore nel ciclo ideale è pari a:( essendo ma la massa d'aria aspirata ,λv coefficiente di riempimento, p1 la pressione di aspirazione, V la cilindrata e B il rapporto di compressione). a. b. c. d.

La potenza assorbita da un compressore nel ciclo ideale è pari a: a. b. c. d.

La potenza assorbita da un compressore nel ciclo ideale è pari a: a. b. c. d.

Nel ciclo reale, il rapporto di compressione interno del compressore. a. b. c. nessuna di queste.

Il coefficiente di riempimento reale di un compressore volumetrico è pari a: a. nessuna di queste. c. d.

In base al ciclo di lavoro reale, il coefficiente di carica di un compressore è pari a: a. b. c. d.

Il coefficiente di riempimento reale di un compressore volumetrico è pari a: (essendo µ coefficiente di volume morto e β rapporto di compressione). a. b. c. d.

Il coefficiente di portata di un compressore assiale è definito come. a. b. c. d.

Il grado di reazione di un compressore centrifugo: ( essendo u la velocità di trascinamento e c la velocità assoluta). a. b. c. d.

Il grado di reazione di un compressore centrifugo: ( essendo u la velocità di trascinamento e c la velocità assoluta). a. b. c. d.

Il coefficiente di pressione di un turbocompressore è definito come. a. b. c. d.

Il lavoro interno di un compressore assiale è pari a. a. b. c. nessuna di queste.

Il lavoro interno di un compressore assiale è pari a: (essendo u c e w le velocità di trascinamento, assoluta e relativa e B l’angolo formato tra il vettore velocità relativa e quello di trascinamento). a. b. c. d.

Il numero di giri specifico di un compressore è definito come. a. b. c. d.

Il numero di giri specifico di un compressore è definito come. a. b. c. d.

Considerando un generico stadio di una turbina Parsons operante con grado di reazione pari a 0.5 il rendimento della paletatura è pari a:(Essendo u la velocità di trascinamento, c la velocità assoluta e α l’angolo formato tra il vettore velocità assoluta e quello di trascinamento). a. b. c. d.

Considerando un generico stadio di una turbina Parsons operante con grado di reazione pari a 0.5 il rendimento della paletatura è pari a:(Essendo u la velocità di trascinamento, c la velocità assoluta e α l’angolo formato tra il vettore velocità assoluta e quello di trascinamento). a. nessuna di queste. c. d.

Il rendimento del generatore di vapore. a. b. c. d.

Il rendimento del generatore di vapore. a. b. c. d.

Il lavoro compiuto da un compressore nel ciclo ideale è pari a: a. b. c. d.

in un impianto a vapore. il lavoro assorbito dalla pompa è trascurabile rispetto a quello di turbina. la combustione è interna al fluido di lavoro. nessuna di queste. la trasformazione di evaporazione avviene a temperatura crescente.