Test macchine e sistemi energetici (prof.del zotto luca)

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Title of test:
MACCHINE E SISTEMI ENERGETICI (Prof.Del Zotto Luca)

Description:
Ecampus

Author:
marchese1975
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Creation Date:
07/05/2024

Category: Science

Number of questions: 254

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0202. Quale è la differenza fra macchine volumetriche e macchine dinamiche? Nelle prime il fluido cede energia agli organi mobili della macchina mentre nel secondo caso l'energia viene fornita dall'esterno Nelle prime il fluido è incomprimibile mentre nelle seconde il fluido è comprimibile Nelle prime il il volume a disposizione del fluido varia periodicamente mentre nelle seconde il lavoro è scambiato per effetto della variazione del momento della quantità di moto Nessuna di queste.
0201. Che cos'è una macchina a fluido? Una macchina nella quale non avviene scambio di energia Una macchina in cui lo scambio di lavoro con gli organi mobili avviene per mezzo di un fluido operativo Un organo statico Una macchina costituita da un'insieme di organi meccanici fissi e mobili.
0204. Quale è la differenza fra macchine idrauliche e macchine termiche? Nelle prime il fluido cede energia agli organi mobili della macchina mentre nel secondo caso l'energia viene fornita dall'esterno Non esiste differenza Nelle prime il fluido è incomprimibile mentre nelle seconde il fluido è comprimibile Nessuna di queste.
0301. Che cosa si intende per sistema energetico? Un sistema costituito da una singola unità avente specifica funzione Un sistema costituito da una unità avente una specifica funzione e non scomponibile in componenti a sé stanti Un sistema costituito o da singole macchine o da complessi di distinti apparecchi aventi la principale funzione di realizzare un trasferimento o conversione di energia Nessuna di queste.
0203. Quale è la differenza fra macchine motrici e macchine operatrici? Nelle prime il fluido è incomprimibile mentre nelle seconde il fluido è comprimibile Nelle prime il fluido cede energia agli organi mobili della macchina mentre nel secondo caso l'energia viene fornita dall'esterno Nelle prime il il volume a disposizione del fluido varia periodicamente mentre nelle seconde il lavoro è scambiato per effetto della variazione del momento della quantità di moto Nessuna di queste.
0401. Con riferimento ai condotti nelle macchine: Sono definiti condotti attivi se producono trasformazioni termofluidodinamiche Sono definiti condotti di trasferimento se producono trasformazioni termofluidodinamiche I condotti di trasferimento possono essere mobili Nessuna di queste.
0402. Con riferimento ai condotti nelle macchine: Il volume è delimitato da una parete solida che presenta una apertura di ingresso e una di uscita Sono definiti condotti di trasferimento se producono trasformazioni termofluidodinamiche La parete del condotto che lo separa dall'esterno è impermeabile al fluido e al calore Possono essere solamente fissi.
0403. La portata massica di un fluido: è la quantità di fluido che attraversa una sezione è pari a ∫ro⋅ca⋅dA essendo A la sezione considerata è pari a ∫ca⋅dA essendo A la sezione considerata nessuna di queste.
0404. Quale di queste affermazioni è corretta? I condotti nelle macchine sono definiti di trasferimento se producono trasformazioni termofluidodinamiche I condotti di trasferimento sono di tipo mobile Un condotto è un volume delimitato da pareti solide impermeabili al flusso I condotti di trasferimento hanno funzione di raccordo tra organi diversi.
0501. Il principio di conservazione della massa: impone che la variazione della massa contenuta nel volume di controllo sia pari al flusso netto di massa che attraversa la superficie di controllo è valido soltanto in condizioni stazionarie implica la costanza della portata volumetrica implica che m(punto)1=m(punto)2 essendo 1 e 2 le sezioni di ingresso ed uscita rispettivamente.
0502. Quale di queste affermazioni è errata? L'energia posseduta dal fluido all'interno del volume può cambiare nel tempo per effetto dei flussi di energia associati alle masse di fluido nelle sezioni di ingresso e uscita L'energia posseduta dal fluido all'interno del volume può cambiare nel tempo per effetto del calore scambiato all'interno della massa di fluido L'energia posseduta dal fluido all'interno del volume può cambiare nel tempo per effetto del lavoro meccanico sugli organi mobili L'energia posseduta dal fluido all'interno del volume può cambiare nel tempo per effetto del calore scambiato con la superficie di controllo.
0503. Un condotto circolare presenta un allargamento della sezione da d1=0,02m a d2=0,08m. Il condotto è percorso da acqua in regime di moto stazionario. Sapendo che la velocità dell'acqua nella sezione di ingresso A1 è 7 m/s determinare la velocità nella sezione A2 0.56 m/s 0.15 m/s 0.44 m/s 0.82 m/s.
0504. In un tubo rettilineo a sezione circolare di diametro pari a 0,37 m, scorre acqua ad una velocità di 2,3 m/s. Assumendo che il liquido si muova di moto uniforme, quanto valgono la portata in massa e in volume smaltite dal tubo? 0.18 kg/s e 210 m3/s 0.20 m3/s e 200 kg/s 0.15 m3/s e 1500 kg/s 0.25 m3/s e 250 kg/s.
0505. In una condotta a sezione circolare di diametro pari a 0,53 m, transita una portata in massa di aria di 1,8 kg/s (densità dell'aria 1,29 kg/m3). Quanto valgono la portata volumetrica e la velocità media del fluido? 5.6 m3/s e 1.39 m/s 1.39 m3/s e 6,3 m/s 1.39 m3/s e 5.6 m/s 1.25 m3/s e 9.3 m/s.
0506. Secondo il principio di conservazione della massa: il flusso netto di massa che attraversa la superficie di controllo è pari a zero se il fluido è incomprimibile la portata volumetrica è costante se il fluido è comprimibile la portata volumetrica è costante nessuna di queste.
0507. In una condotta a sezione circolare di diametro pari a 0,53 m, transita una portata in massa di acqua di 1,8 kg/s. Quanto valgono la portata volumetrica e la velocità media del fluido? 5.6 m3/s e 1.39 m/s 1.8 dm3/s e 0.008 m/s 1.39 dm3/s e 6,3 m/s 1.39 m3/s e 6,3 m/s.
0508. Il principio di conservazione della massa: è valido soltanto in condizioni stazionarie implica la costanza della portata volumetrica nel caso di condizioni stazionarie implica che m(punto)1=m(punto)2 essendo 1 e 2 le sezioni di ingresso ed uscita rispettivamente nessuna di queste.
0601. In base al principio di conservazione dell'energia in forma termodinamica: 1 2 3 4.
0602. Una macchina idraulica è caratterizzata da una sezione di ingresso di 1 m2 nella quale la velocità dell'acqua è di 6 m/s e la pressione pari a 1 bar. La sezione di uscita è di 2m2 e la pressione allo scarico di 10 bar. Considerando che la sezione di uscita si trova ad una quota di 10 m sopra la sezione di ingresso, a quanto equivale la potenza meccanica ceduta dalla macchina al fluido? 6.5 kW 5.9 MW 7 kW 4.5 MW.
0603. 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 Secondo il principio di conservazione dell'energia in forma termodinamica l'energia posseduta dal fluido all'interno di un volume di controllo rimane costante Il lavoro meccanico esercitato sul sistema dal fluido all'interno di un volume di controllo risulta essere nullo.
0604. In base al principio di conservazione dell'energia in forma termodinamica: 1 2 3 4.
0605. Nell'ipotesi di moto stazionario: la velocità del fluido è nulla la variazione di energia cinetica è trascurabile non vi è scambio di lavoro e di calore da parte del fluido all'interno del volume di controllo la variazione di energia totale posseduta dal fluido all'interno del volume di controllo è nulla.
0606. Una macchina idraulica è caratterizzata da una sezione di ingresso di 1 m2 nella quale la velocità dell'acqua è di 6 m/s e la pressione pari a 1 bar. La sezione di uscita è di 2m2 e la pressione allo scarico di 10 bar. Considerando che la sezione di uscita si trova ad una quota di 10 m sopra la sezione di ingresso, a quanto equivale l'energia specifica trasferita dalla macchina al fluido? 10 m 87.4 J/kg 10 J/kg 984.6 J/kg.
0607. Considerando un flusso stazionario, in base al principio di conservazione dell'energia in forma meccanica: 1 2 3 4.
0701. In base all'equazione del lavoro alle differenze di energia cinetica: 1 2 3 4.
0702. Il grado di reazione è definito come: 1 2 3 4.
0703. In base all'equazione del lavoro alle differenze di energia cinetica: 1 2 3 4.
0801. Applicando l'equazione di Eulero alla girante di una macchina motrice: 1 2 3 4.
0802. Applicando l'equazione di Eulero alla girante di una macchina motrice: 1 2 3 4.
0901. Il lavoro ideale di una turbina a fluido comprimibile è pari a: 1 2 3 4.
0902. Il lavoro ideale di una turbina a fluido comprimibile è pari a: 1 2 3 4.
0903. Il lavoro reale di un compressore a fluido comprimibile è pari a: 1 2 3 4.
0904. Il lavoro reale di un compressore a fluido comprimibile è pari a: 1 2 3 4.
1001. Il teorema di Buckingham: afferma che dato un processo fisico descritto da n variabili fisiche, è possibile utilizzare n-k parametri in forma adimensionale, dove k è il numero di grandezze dimensionalmente indipendenti afferma che dato un processo fisico descritto da n variabili fisiche, è possibile utilizzare n-k parametri in forma adimensionale, dove k è il numero di grandezze tra loro dimensionalmente dipendenti afferma che dato un processo fisico descritto da n variabili fisiche, è possibile utilizzare k-n parametri in forma adimensionale, dove k è il numero di grandezze dimensionalmente indipendenti nessuna di queste.
1002. L'analisi dimensionale: consente di stimare le prestazioni di una macchina tramite prove condotte su macchine di dimensioni simili consente di effettuare lo studio dei fenomeni fluidodinamici in modo dimensionalizzato consente di effettuare lo studio dei fenomeni fluidodinamici in modo adimensionalizzato nessuna di queste.
1201. Il valore adimensionalizzato della portata, detto coefficiente di portata è pari a: 1 2 3 4.
1202. Il coefficiente di carico è un valore adimensionalizzato pari a: 1 2 3 4.
1203. Due macchine operano in condizioni di similitudine fluidodinamica quando: sono geometricamente simili operano con simile numero di Reynolds hanno i gruppi adimensionali simili nessuna di queste.
1301. In una pompa centrifuga con pale rivolte all'indietro: la prevalenza ideale aumenta con l'aumentare della portata a pari velocità periferica e componente radiale la velocità assoluta allo scarico è superiore rispetto ad una con pale rivolte in avanti a pari velocità periferica e componente radiale la velocità assoluta allo scarico è inferiore rispetto ad una con pale rivolte in avanti la prevalenza ideale è costante con l'aumentare della portata.
1302. In una pompa centrifuga: le pale rivolte in avanti sono caratterizzate da una prevalenza che diminuisce con l'aumentare della portata il diffusore posto a valle della chiocciola ha la funzione di convertire l'energia cinetica in energia di pressione l'aspirazione avviene in direzione assiale rispetto alla girante il flusso viene spinto verso l'interno della girante e raccolto da una chiocciola che lo invia alla mandata.
1303. In una pompa volumetrica alternativa: la pressione di esercizio può superare i 300 bar la pressione massima di esercizio è limitata a 80-100 bar sono necessarie valvole di aspirazione e mandata nessuna di queste.
1304. Quale di queste affermazioni è errata? In una pompa l'energia può essere fornita sotto forma di energia potenziale Le pompe volumetriche rotative non necessitano di valvole d'aspirazione e di mandata Le pompe sono macchine operatrici che forniscono energia ad un fluido incomprimibile In una pompa volumetrica alternativa gli elementi mobili oltre a determinare lo spostamento del fluido garantiscono anche la sua tenuta impedendone il riflusso.
1305. Quale di queste affermazioni è errata? In una pompa l'energia può essere fornita sotto forma di energia potenziale Le pompe volumetriche rotative non sono adatte al pompaggio di miscele bifasiche liquido-gas Le pompe a ingranaggi sono pompe volumetriche rotative Le pompe volumetriche rotative non necessitano di valvole d'aspirazione e di mandata.
1306. Quale di queste tipologie di pompe non è volumetrica? Pompe a vite Pompe a lobi Pompe centrifughe Pompe ad ingranaggi.
1307. In una pompa centrifuga: l'aspirazione avviene in direzione tangenziale rispetto alla girante le pale rivolte in avanti sono caratterizzate da una prevalenza che diminuisce con l'aumentare della portata il diffusore posto a valle della chiocciola ha la funzione di convertire l'energia cinetica in energia di pressione il flusso viene spinto verso l'esterno della girante e raccolto da una chiocciola che lo invia alla mandata.
1308. Una pompa volumetrica rotativa: possono fornire portate superiori rispetto a quelle alternative presenta una velocità media del fluido all'interno generalmente molto bassa necessita di valvole di aspirazione e mandata nessuna di queste.
1309. In una pompa volumetrica rotativa: gli elementi mobili oltre a determinare lo spostamento del fluido garantiscono anche la sua tenuta impedendone il riflusso la pressione massima di esercizio è limitata a 80-100 bar la velocità di rotazione è inferiore a quella delle pompe alternative sono necessarie valvole di aspirazione e mandata.
1310. In una pompa volumetrica alternativa: la pressione massima di esericizio può arrivare oltre 300 bar possono essere eleborate portate di liquido molto elevate gli elementi mobili oltre a determinare lo spostamento del fluido garantiscono anche la sua tenuta impedendone il riflusso la velocità media del fluido all'interno è generalmente molto bassa.
1311. Che cos'è una pompa? Una macchina volumetrica i cui organi mobili assorbono energia dal fluido incomprimibile che le attraversa Una macchina (operatrice) che trasferisce energia ad un fluido comprimibile che le attraversa Una macchina (motrice) che trasferisce energia ad un fluido incomprimibile che le attraversa Una macchina (operatrice) che trasferisce energia ad un fluido incomprimibile che le attraversa.
1401. La prevalenza di una pompa: è solitamente pari alla differenza dell'altezza cinetica è l'aumento di energia che subisce il fluido nel passaggio attraverso la pompa è l'aumento di energia per unità di peso che subisce il fluido nel passaggio attraverso la pompa è l'aumento di energia per un'unità di massa che subisce il fluido nel passaggio attraverso la pompa.
1402. La prevalenza di una pompa centrifuga: è pari al lavoro speso dalla pompa è solitamente pari all'altezza piezometrica è data dalla somma dell'altezza geodetica e dell'altezza piezometrica nessuna di queste.
1403. La prevalenza di una pompa centrifuga: è pari al lavoro speso dalla pompa è l'aumento di energia per unità di massa che subisce il fluido nel passaggio attraverso la pompa è data dalla somma dell'altezza geodetica e dell'altezza piezometrica nessuna di queste.
1404. In esercizio, una pompa centrifuga assorbe una potenza di 20 kW, elaborando una portata di 25 mc/h. ipotizzando un rendimento idraulico della pompa di 0.82, un rendimento volumetrico di 0.92, un rendimento elettrico di 0.96 e meccanico del 0.98 a quanto ammonta la prevalenza nel punto di esercizio? 208.5 m 105.8 m 167.5 m 112.1 m.
1405. In esercizio, una pompa centrifuga assorbe una potenza di 25 kW, elaborando una portata di 20 mc/h. ipotizzando un rendimento idraulico della pompa di 0.82, un rendimento volumetrico di 0.92, un rendimento elettrico di 0.96 e meccanico del 0.98 a quanto ammonta la prevalenza nel punto di esercizio? 208.5 m 105.8 m 325.5 m 167.5 m.
1406. In esercizio, una pompa centrifuga assorbe una potenza di 52 kW, elaborando una portata di 40 mc/h. ipotizzando un rendimento idraulico della pompa di 0.82, un rendimento volumetrico di 0.92, un rendimento elettrico di 0.96 e meccanico del 0.98 a quanto ammonta la prevalenza nel punto di esercizio? 208.5 m 105.8 m 338.59 m 325.5 m.
1501. Le curve caratteristiche di una pompa centrifuga rappresentano: l'andamento della prevalenza fornita in funzione della portata inviata in mandata l'andamento del rendimento globale nessuna di queste la geometria della pompa centrifuga.
1502. Le curve caratteristiche reali di una pompa centrifuga si differenziano rispetto a quelle ideali: per la presenza di perdite fluidodinamiche distribuite e concentrate internamente alla macchina per la presenza di perdite meccaniche della macchina per la presenza di perdite fluidodinamiche distribuite e concentrate nell'impianto per la presenza di perdite di energia termica.
1601. Per macchine geometricamente simili si ha che: 1 2 3 4.
1602. Quale di queste affermazioni è errata? Prendendo in considerazione due pompe operanti in condizioni di similitudine fluidodinamica, se la velocità di rotazione triplica la prevalenza aumenta di sei volte Per una data pompa centrifuga, la curva caratteristica in termini dei parametri adimensionali ψ (coefficiente di carico) e ϕ (coefficiente di portata) presenta lo stesso andamento della curva caratteristica in termini di H (prevalenza) e Q (portata volumetrica) Per una data pompa centrifuga i punti di funzionamento in condizione di similitudine fluidodinamica sono caratterizzati dalla costanza di ψ e ϕ La curva caratteristica in termini dei parametri adimensionali ψ e ϕ è valida per famiglie pompe geometricamente simili.
1701. La prevalenza richiesta da un impianto: è l'aumento di energia per un'unità di massa che subisce il fluido nel passaggio attraverso la pompa è l'aumento di energia per unità di peso che subisce il fluido nel passaggio attraverso la pompa tiene conto delle perdite fluidodinamiche che il fluido deve vincere nessuna di queste.
1702. I valori del fattore di attrito riportati nell'abaco di Moody: non dipendono dal numero di Reynolds nel campo di flusso transitorio dipendono dal numero di Reynolds nel campo di flusso turbolento nessuna di queste dipendono dalla rugosità delle superifici nel campo di flusso laminare.
1703. I valori del fattore di attrito riportati nell'abaco di Moody: dipendono unicamente dal numero di Reynolds per flussi in regime transitorio non valgono per flussi in regime laminare dipendono dalla rugosità della superficie nel campo di flusso turbolento non valgono per flussi turbolenti completamente sviluppati.
1902. La regolazione tramite ricircolo della portata alla pompa: richiede di elaborare una portata superiore rispetto a quella effettivamente richiesta determina una variazione della portata erogata dalla pompa si ottiene ponendo una derivazione sul condotto di aspirazione della pompa in modo da ridurne la portata erogata è preferibile per grandi impianti.
1903. La regolazione tramite ricircolo della portata alla pompa: determina una portata elaborata superiore rispetto a quella richiesta dall'impianto è adatto per i grandi impianti consente di variare la caratteristica interna è il metodo più semplice ed economico.
1903. Quale di queste affermazioni è corretta? In una pompa centrifuga la regolazione della portata tramite regolazione del numero di giri della pompa determina una portata elaborata superiore rispetto a quella effettivamente richiesta In una pompa centrifuga la regolazione della portata tramite regolazione del numero di giri della pompa determina una variazione della caratteristica interna secondo la legge di affinità In una pompa centrifuga la regolazione dell'impianto tramite ricicrcolo della portata avviene agendo sull'otturatore di una valvola inserita prima dell'aspirazione della pompa In una pompa centrifuga la regolazione della portata tramite regolazione dell'impianto avviene agendo sull'otturatore di una valvola inserita prima dell'aspirazione della pompa.
1904. Per data pompa operante ad un certo numero di giri: il punto di funzionamento può essere determinato solamente sperimentalmente il punto di funzionamento è indipendente dal circuito idraulico nel quale è inserita il punto di funzionamento dipende dal circuito idraulico nel quale è inserita il punto di funzionamento è stabile indipendentemente dalla curva caratteristica dell'impianto nel quale è inserita.
1905. La regolazione della portata di una pompa tramite regolazione dell'impianto: non determina una riduzione del rendimento complessivo determina una variazione della caratteristica esterna di tipo dissipativo consiste nell'agire sull'otturatore di una valvola di regolazione inserita sull'aspirazione della pompa introduce una perdita di carico localizzata che determina una variazione della caratteristica della pompa.
1906. In una pompa centrifuga la regolazione della portata può avvenire: tramite regolazione del numero di giri della pompa mantenendo inalterata la curva caratteristica interna tramite regolazione del numero di giri della pompa variando la caratteristica esterna secondo la legge di affinità agendo sull'otturatore di una valvola di regolazione inserita sull'aspirazione della pompa tramite regolazione del numero di giri della pompa variando la caratteristica interna secondo la legge di affinità.
2001. Nel caso di pompe identiche disposte in parallelo: la nuova caratteristica interna si ottiene sommando per ogni prevalenza la portata fornita da ciascuna pompa la mandata della prima pompa è collegata all'aspirazione della seconda viene elaborata la stessa portata in tutte le pompe si ottiene un effettivo raddoppio della portata elaborata.
2002. Nel caso di pompe disposte in serie: la curva caratteristica equivalente risultante avrà una portata doppia rispetto alla singola pompa si ottiene un effettivo raddoppio della prevalenza fornita al fluido la nuova caratteristica interna si ottiene sommando per ogni data portata la prevalenza fornita da ciascuna pompa si ottiene un effettivo raddoppio della portata elaborata.
2101. Per evitare la cavitazione: si riduce l'altezza di installazione della pompa, fino ad installare eventualmente la pompa sotto battente nessuna di queste si innalza la temperatura di aspirazione fin quanto possibile si ricorre a pompe ad elevata velocità di rotazione.
2102. In una pompa centrifuga il fenomeno della cavitazione: si manifesta principalemente in zone a bassa velocità di efflusso si verifica quando la pressione locale scende al di sotto di una pressione minima pari alla pressione parziale del gas è causa di erosione meccanica delle superfici metalliche in corrispondenza delle zone di formazione delle bolle è causa di erosione meccanica delle superfici metalliche prossime alla zona di riassorbimento delle bolle.
2201. Quale di queste affermazioni è errata? Al fine di facilitare l'avviamento di una pompa è possibile installare una valvola di non ritorno a monte della pompa Al fine di facilitare l'avviamento di una pompa è possibile installare la pompa sotto battente Al fine di facilitare l'avviamento di una pompa è possibile inserire un serbatoio di innesco Al fine di facilitare l'avviamento di una pompa è possibile installare una valvola di non ritorno a valle della pompa.
2202. Data una pompa centrifuga: se la pendenza della curva caratteristica esterna è maggiore di quella interna il punto di funzionamento è instabile se la pendenza della curva caratteristica esterna è minore di quella interna il punto di funzionamento è instabile non è possibile innescare la stessa qualora sia posta sotto battente il funzionamento instabile diepende dalla sola pompa.
2203. Quale di queste affermazioni è errata? Al fine di facilitare l'avviamento di una pompa è possibile installare una valvola di non ritorno a valle della pompa Al fine di facilitare l'avviamento di una pompa è possibile inserire un serbatoio di innesco Data una pompa centrifuga se la pendenza della curva caratteristica interna è maggiore di quella esterna il punto di funzionamento è instabile Al fine di facilitare l'avviamento di una pompa è possibile installare la pompa sotto battente.
2301. Si consideri un impianto di sollevamento acqua tra due serbatoi impiegante due pompe centrifughe identiche collegate in parallelo. La curva caratteristica di ciascuna delle pompe a 1000 rpm è pari a Hp=225-0.004Qp^2 mentre quella dell'impianto è pari a Himp=140+0.0005Qimp^2. La portata dell'impianto Qimp nel punto di funzionamento vale: 76 m3/h 22 m3/h 215 m3/h 238 m3/h.
2302. Una pompa centrifuga presenta un diametro D=100 mm, una larghezza assiale delle pale h=15 mm in uscita e pale inclinate all'indietro di angolo beta=30°. Considerando che la portata della pompa è di 5 dm3/s, quanto vale la componente radiale della velocità assoluta allo scarico? 1.06 m/s 2.18 m/s nessuna di queste 3.05 m/s.
2303. Una pompa centrifuga presenta una curva caratteristica del tipo Hp=20+3Q–25Q^2 ed è accoppiata ad un impianto avente caratteristica H=12+32Q^2. Indicare la tipologia di circuito e determinare la portata di funzionamento Circuito aperto e portata di funzionamento di 0.55 m3/s Circuito aperto e portata di funzionamento di 0.40 m3/s Circuito aperto e portata di funzionamento di 0.45 m3/s Circuito chiuso e portata di funzionamento di 0.45 m3/s.
2304. Una pompa centrifuga presenta una curva caratteristica del tipo Hp=50+3Q-55Q^2 ed è accoppiata ad un impianto avente caratteristica H=80Q^2. Indicare la tipologia di circuito e determinare la portata di funzionamento Circuito aperto e portata di funzionamento pari a 0.55 m3/s Circuito chiuso e portata di funzionamento pari a 0.55 m3/s Circuito chiuso e portata di funzionamento pari a 0.62 m3/s nessuna di queste.
2305. Una pompa centrifuga presenta un diametro D=180 mm, una larghezza assiale delle pale h=16 mm in uscita e pale inclinate all'indietro di angolo beta=30°. Considerando che la portata della pompa è di 15 dm3/s, quanto vale la componente radiale della velocità assoluta allo scarico? 1.6 m/s 2.4 m/s 2.7 m/s 1.2 m/s.
2401. Una turbina Pelton è servita da un impianto idraulico a bacino caratterizzato da un salto utile di 250m. Sapendo che le perdite al distributore ammontano a 10m, quanto vale la velocità assoluta all'uscita del distributore? 25.7 m/s 55.4 m/s 68.5 m/s 27.5 m/s.
2402. Quale di queste affermazioni è errata? In una macchina idraulica il rendimento degli ausiliari è definito come il rapporto tra la potenza utile e la potenza meccanica all'albero In una macchina idraulica il rendimento idraulico è definito come il rapporto tra il lavoro prodotto e il lavoro utile In un impianto idroelettrico, il rendimento delle condotte è definito come il rapporto tra il salto utile e quello disponibile Nessuna di queste.
2403. In un impianto idraulico il salto utile tra i peli liberi dei bacini di monte e di valle è pari a: 1 2 3 4.
2404. In un impianto idraulico l'altezza piezometrica: è la somma dell'altezza geodetica e di pressione è pari a c²/2g è pari a p/(ro·g), con ro densità del fluido la somma dell'altezza geodetica, di pressione e cinetica.
2405. In un impianto idraulico il salto utile tra i peli liberi dei bacini di monte e di valle è pari a: 1 2 3 4.
2406. Quale di queste affermazioni è corretta? Le macchine idrauliche sono macchine motrici che elaborano fluidi comprimibili Gli impianti idroelettrici a bacino hanno solitamente potenze di pochi kW Gli impianti idroelettrici convertono l'energia potenziale gravitazionale del fluido in energia meccanica Gli impianti idroelettrici a bacino sono anche detti a vena fluente.
2501. Secondo il criterio idrodinamico le turbine idrauliche si classificano in: lente, medie e veloci o veloci rapide ed ultra rapide radiali e a flusso misto, assiali o tangenziali ad azione, a reazione con grado di reazione medio o a reazione con grado di reazione elevato per basse cadute, per medie cadute o per alte cadute.
2502. Secondo il criterio funzionale le turbine idrauliche si classificano in: radiali e a flusso misto, assiali o tangenziali per basse cadute, per medie cadute o per alte cadute semplici o pluristadio a vena libera o vena chiusa.
2503. Una turbina Pelton: è una macchina motrice idraulica a reazione con grado di reazione medio è una macchina operatrice idraulica ad azione è una macchina motrice idraulica ad azione è una macchina idraulica veloce.
2504. Secondo il criterio geometrico le turbine idrauliche si classificano in: lente, medie e veloci o veloci rapide ed ultra rapide per basse cadute, per medie cadute o per alte cadute nessuna di queste semplici o pluristadio.
2505. In una turbina Pelton, il tegolo deviatore: consente di deviare il getto verso le pale con flusso ben direzionato e velocità uniforme consente l'apertura e la chiusura dell'ugello consente la regolazione della macchina consente di deviare il getto dalle pale.
2506. In una turbina Pelton, l'intaglio presente all'estremità della pala: consente di deviare il getto dalle pale evita che all'ingresso nel getto il dorso della pala schiaffeggi parte del getto destinato alla pala già attiva ha la funzione di non interferire con il dorso della pala che intercetta il getto successivamente bilancia la variazione della quantità di moto nella direzione assiale.
2507. Quale di queste affermazioni è errata? Le turbine Pelton sono considerate turbine lente Secondo il criterio geometrico si distinguono le turbine idrauliche si suddividono in turbine radiali, a flusso misto, assiali e tangenziali Secondo il criterio idrodinamico le turbine idrauliche si distinguono in turbine ad azione e turbine a reazione Secondo il criterio funzionale le turbine idrauliche si distinguono in turbine ad azione e turbine a reazione.
2508. In una turbina Pelton, il tegolo deviatore: nessuna di queste bilancia la variazione della quantità di moto nella direzione assiale consente l'apertura e la chiusura dell'ugello consente di deviare il getto verso le pale con flusso ben direzionato e velocità uniforme.
2601. Il coefficiente di riduzione della velocità al distributore di una turbina Pelton: assume valori massimi nell'intorno di 0.85-0.90 è pari a c1/c1id è pari a w2/w2id dipende dalle perdite fluidodinamiche della girante.
2602. Il coefficiente di riduzione della velocità relativa di una turbina Pelton: dipende dalle perdite fluidodinamiche della girante è pari a w1/w1id è pari a c1/c1id dipende dalle perdite fluidodinamiche del distributore.
2603. Una turbina Pelton è servita da un impianto idraulico a bacino caratterizzato da un salto utile di 450m. Sapendo che le perdite al distributore ammontano a 55m, quanto vale la velocità assoluta all'uscita del distributore? 88 m/s 135 m/s 62 m/s 75 m/s.
2604. Una turbina Pelton è servita da un impianto idraulico a bacino caratterizzato da un salto utile di 400m. Sapendo che la velocità assoluta all'uscita del distributore è di 85 m/s, quanto valgono le perdite al distributore? 31.75 m 88.58 m/s 16.62 m 88.58 m.
2701. Il rendimento idraulico di una turbina Pelton è pari a: 1 2 3 4.
2702. Il rendimento idraulico di una turbina Pelton è pari a: 1 2 3 4.
2703. L'andamento ideale della potenza di una turbina Pelton in funzione del rapporto u/c1: assume il valore massimo per u=c1 cresce monotonicamente all'aumentare di u è analogo a quello della coppia motrice è analogo a quello del rendimento.
2704. Quale di queste affermazioni è errata? In una turbina Pelton, per elevate variazioni della portata le perdite fluidodinamiche nel distributore tendono a rimanere costanti In una turbina Pelton, per elevate variazioni della portata l'aumento della stessa genera nella girante un aumento delle perdite per energia cinetica In una turbina Pelton, per elevate variazioni della portata le perdite fluidodinamiche nella girante tendono a rimanere costanti In una turbina Pelton, per elevata variazioni della portata l'aumento della stessa aumenta la potenza persa per effetto ventilante.
2705. Una turbina Pelton presenta una velocità periferica (o di trascinamento) di 54.25 m/s. Considerando che la velocità assoluta in ingresso è pari a 99 m/s, quella in uscita è di 85 m/s e l'angolo alfa2 è di 30°, quanto vale il lavoro specifico? 3200,8 j/kg nessuna di queste 1030,8 J/kg 1377 J/kg.
2706. Una turbina Pelton presenta una velocità periferica (o di trascinamento) di 54.25 m/s. Considerando che la velocità assoluta in ingresso è pari a 99 m/s, quella in uscita è di 85 m/s e l'angolo alfa2 è di 30°, quanto vale il lavoro specifico? 3200,8 j/kg nessuna di queste 1030,8 J/kg 1377 J/kg.
2708. Una turbina Pelton presenta un lavoro specifico di 2700 J/kg e un salto utile di 350 m. A quanto ammonta il rendimento idraulico della turbina? 13,0% 78,6% Non si riesce a determinare con i dati a disposizione 42,5%.
2801. La turbina Francis: è una macchina idraulica a vena chiusa è una macchina idraulica a reazione a vena a è una macchina idraulica lenta è una macchina motrice idraulica ad azione.
2802. In una turbina Francis: il fluido mantiene una direzione prevalentemente assiale il fluido passa da una direzione prevalentemente radiale all'ingresso ad una assiale all'uscita il fluido mantiene una direzione prevalentemente radiale il fluido passa da una direzione prevalentemente assiale all'ingresso ad una radiale all'uscita.
2803. Il diffusore in una turbina Francis: ha la funzione di adattare la velocità del fluido a quella richiesta dall'utenza di valle consente di sfruttare anche il salto a valle della turbina è presente solamente nei grandi impianti consente di ridurre la pressione all'interno della girante fino alla pressione atmosferica.
2804. Rispetto ad una turbina Pelton, una turbina Francis: presenta valori del coefficiente di velocità periferica inferiori nessuna di queste potrebbe presentare una velocità di rotazione maggiore a parità di diametro della girante potrebbe lavorare ad una velocità di trascinamento inferiore.
2805. In una turbina Francis: i valori del coefficiente di velocità periferica sono solitamente inferiori a quelli di una Pelton la pressione varia dall'ingresso all'uscita della girante la pressione in uscita dalla girante è sempre superiore a quella atmosferica il distributore palettato assicura che il fluido entri assialmente nella girante.
2901. Rispetto ad una turbina Pelton, una turbina ad elica: si adattano meglio ai carichi variabili presenta velocità di rotazione inferiori nessuna di queste presenta un campo di funzionamento con valori ottimali del rendimento più esteso.
2902. Quale di questi componenti non è presente in una turbina assiale? il predistributore il tubo aspiratore-diffusore il controdisco il distributore.
2903. Le turbine Kaplan: sono macchine ad azione veloci sono macchine ad azione assiali sono macchine a reazione assiali sono macchine idrauliche lente.
2904. Le turbine assiali o Kaplan vengono impiegate: per modesti salti motori e grandi portate per modesti salti motori e modeste portate nessuna di queste per grandi salti motori e grandi portate.
3001. In presenza di un diffusore a sezione costante, il salto utile di una turbina a reazione è: circa pari alla somma Hv + Hm dove Hm è il salto di monte e Hv il salto di valle della turbina rispetto ai bacini pari ad Hm dove Hm è il salto rispetto al bacino di monte, essendo nullo il salto rispetto al bacino di valle Hv maggiore della somma Hv + Hm dove Hm è il salto di monte e Hv il salto di valle della turbina rispetto ai bacini inferiore alla somma Hv + Hm dove Hm è il salto di monte e Hv il salto di valle della turbina rispetto ai bacini.
3101. Il numero di giri caratteristico di una turbina idraulica è pari a: 1 2 3 4.
3102. Il numero di giri caratteristico di una turbina idraulica è pari a: 1 2 3 4.
3103. Quali di queste affermazioni è errata? Le turbine assiali sono preferibili per bassi salti geodetici e alte portate Le turbine assiali o ad elica non sono adatte per salti geodetici inferiori ai 100 m Le turbine Francis si collocano in un range di salto geodetico intermedio tra le turbine Pelton e quelle assiali In una turbina idraulica, a parità di salto geodetico all'aumentare della portata elaborata diminuisce il numero di giri specifico.
3104. Le turbine assiali: sono preferibili per alti salti geodetici e basse portate presentano valori del numero di giri caratteristico intorno ad 1 presentano bassi valori del numero di giri caratteristico nessuna di queste.
3105. Le turbine Pelton: sono preferibili per alti salti geodetici e basse portate presentano valori del numero di giri caratteristico superiori a quelli delle turbine Francis presentano valori del numero di giri caratteristico intorno ad 1 nessuna di queste.
3106. Le turbine Pelton: sono preferibili per bassi salti ed elevate portate presentano valori del numero di giri caratteristico intorno a 0.1-0.2 presentano valori del numero di giri caratteristico superiori a quelli delle turbine Francis nessuna di queste.
3107. Le turbine Francis veloci: sono preferibili per alti salti geodetici e basse portate presentano valori del numero di giri caratteristico intorno a 0.1-0.3 presentano valori del numero di giri caratteristico superiori a quelli delle turbine Pelton nessuna di queste.
3108. Quali di queste affermazioni è corretta? Le turbine Pelton poligetto presentano numeri di giri specifici inferiori a quelle monogetto Le turbine Kaplan presentano valori del numero di giri specifico anche superiori a 4 Le turbine Francis veloci sono preferibili per alti salti geodetici e basse portate Le turbine Francis veloci presentano valori del numero di giri specifico intorno a 0.1-0.5.
3201. Confrontando i compressori con le pompe è possibile affermare che: sono entrambe macchine operatrici ma i compressori elaborano fluidi comprimibili sono entrambe macchine operatrici ma le pompe sono macchine dinamiche a differenza delle pompe i compressori sono macchine volumetriche a differenza dei compressori le pompe volumetriche sono di tipo rotativo.
3202. Quali di questi non è un componente principale di un compressore volumetrico? valvola di aspirazione testata candela stantuffo.
3203. I compressori volumetrici: sono esclusivamente di tipo alternativo trovano impiego in sostituzione delle pompe quando vengono richiesti elevati rapporti di compressione trovano impiego per piccole portate alle quali vanno conferiti elevati rapporti di compressione trovano impiego per elevate portate e bassi rapporti di compressione.
3204. Quali di questi non è un componente principale di un compressore volumetrico? stantuffo testata nessuna di queste valvola di mandata.
3301. Il ciclo di lavoro ideale di un compressore volumetrico: è caratterizzato da una fase di espansione del gas contenuto nel volume morto fino alla pressione di aspirazione avviene ogni due giri di rotazione completa dell'albero è caratterizzato da una fase di compressione fino al punto morto superiore è costituito da due fasi: compressione isentropica ed espansione isentropica.
3302. Il ciclo di lavoro ideale di un compressore volumetrico: è costituito da due fasi: compressione isentropica ed espansione isentropica nessuna di queste è costituito da una fase di mandata dal punto morto inferiore al punto morto superiore è caratterizzato da una fase di espansione fino al punto morto inferiore.
3303. In quante corse dello stantuffo si realizza il ciclo di lavoro di un compressore volumetrico alternativo? Nessuna di queste 1 4 2.
3401. Il coefficiente di riempimento di un compressore volumetrico: 1 2 3 4.
3402. La portata elaborata da un compressore volumetrico risulta pari a: 1 2 3 4.
3403. Il coefficiente di riempimento di un compressore volumetrico: 1 2 3 4.
3404. La portata elaborata da un compressore volumetrico risulta pari a: 1 2 3 4.
3501. Il lavoro compiuto da un compressore nel ciclo ideale è pari a: 1 2 3 4.
3502. Il lavoro compiuto da un compressore nel ciclo ideale è pari a: 1 2 3 4.
3503. La potenza asssorbita da un compressore nel ciclo ideale è pari a: 1 2 3 4.
3504. La potenza asssorbita da un compressore nel ciclo ideale è pari a: 1 2 3 4.
3601. In un compressore quale di queste non sono causa di perdite di lavoro? perdite di carico perdite in camera di combustione perdite per fughe di gas scambi termici con le pareti.
3602. Nel ciclo reale, il rapporto di compressione interno del compressore: 1 2 3 4.
3701. Il rendimento interno di un compressore: il rapporto tra la potenza interna ideale e quella richiesta all'albero il rapporto tra la potenza trafserita nel ciclo e quella reale il rapporto tras la potenza interna ideale e quella reale il rapporto tra la potenza trasferita nel ciclo e quella richiesta all'albero.
3702. Il coefficiente di riempimento reale di un compressore volumetrico è pari a: 1 2 3 4.
3703. In base al ciclo di lavoro reale, il coefficiente di carica di un compressore è pari a: 1 2 3 4.
3704. Il coefficiente di riempimento reale di un compressore volumetrico è pari a: 1 2 3 4.
3801. La regolazione per variazione della corsa di aspirazione di un compressore: può essere effettuata mediante un posticipo della chiusura quando lo stantuffo sta scendendo verso il punto morto inferiore nessuna di queste viene effettuata installando una valvola di ricircolo tra la mandata e l'aspirazione viene effettuata inserendo una valvola di laminazione nel condotto di aspirazione.
3802. La regolazione per variazione del volume morto in un compressore: viene effettuata variando il volume residuo quando lo stantuffo giunge al PMS nessuna di queste viene effettuata variando il volume residuo quando lo stantuffo giunge al PMI non determina una variazione della corsa utile di aspirazione.
3803. La regolazione per variazione del volume morto in un compressore: non è possibile nessuna di queste viene effetuata variando il volume residuo quando lo stantuffo giunge al PMI comporta una riduzione della corsa utile di aspirazione.
3804. Quale di queste regolazioni non viene usata per regolare la portata di un compressore volumetrico? regolazione per variazione del volume morto regolazione per quantità regolazione a tutto o niente regolazione per variazione della corsa di aspirazione.
3805. La regolazione continua del numero di giri di un compressore volumetrico: determina una variazione del ciclo di lavoro determina una variazione della potenza del compressore con lavoro specifico e coefficiente di carica costanti determina una variazione del lavoro specifico e del coefficiente di carica non può essere effettuata.
3806. La regolazione a tutto o niente di un compressore: è semplice da realizzare senza ulteriori costi e particolare usura degli organi prevede l'avvio del compressore per ogni rifornimento dell'utenza prevede il funzionamento del compressore fino a raggiungere una pressione massima prefissata nello stoccaggio richiede la presenza di un accumulo a monte del compressore.
3807. La regolazione per laminazione di un compressore: determina una riduzione del rapporto di compressione viene effettuata ponendo la valvola di laminazione nel condotto di aspirazione riduce l'effetto negativo legato al volume morto viene effettuata ponendo la valvola di laminazione nel condotto di mandata.
3808. La regolazione per variazione della corsa di aspirazione di un compressore: viene effettuata atraverso l'anticipo o il posticipo della chiusura della valvola di aspirazione viene effettuata installando una valvola di ricircolo tra la mandata e l'aspirazione viene effettuata variando il volume residuo quando lo stantuiffo giunge al PMS viene effettua ponendo una valvola di regolazione nel condotto di aspirazione.
3809. Quale di queste regolazioni non viene usata per regolare la portata di un compressore volumetrico? regolazione per variazione del volume morto nessuna di queste regolazione a tutto o niente regolazione per variazione della corsa di aspirazione.
4001. Un compressore presenta una cilindrata di 10 dm3 ed aspira una massa di aria pari a 0.02 kg alla temperatura di 15°C e pressione di 3 bar. Quanto vale il coefficiente di riempimento ideale (si consideri R=287 J/kg⋅ K)? 0.78 0.55 0.68 0.82.
4002. Un compressore per aria a due stadi opera nelle seguenti condizioni: pressione di aspirazione: 2 bar; Pressione di mandata: 16 bar A quanto equivale la pressione intermedia 565685 bar 565685 Pa 8 bar 32 bar.
4101. Da un punto di vista strutturale un compressore centrifugo: prevede la presenza di un diffusore necessariamente palettato non può essere pluiristadio prevede la presenza di una voluta a monte del diffusore è costituito da una girante solidale al mozzo che porta a sbalzo le palette.
4102. I compressori centrifughi: vengono solitamente impiegati quando sono richiesti rapporti di compressione maggiori di 15 sono in genere macchine pluristadio impiegate per portate elevate prevedono la presenza di una voluta a valle del diffusore sono in genere macchine pluristadio che consentono di raggiungere elevati rapporti di compressione.
4103. Quale di queste affermazioni è errata? 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 turbocompressori sono macchine operatrici termiche I compressori centrifughi monostadio presentano rapporti di compressione massimi di circa 4.
4104. In un compressore centrifugo il pompaggio: è il fenomeno di distacco della vena fluida dalla palettatura è un fenomeno di oscillazione forzata di tutto il fluido che induce vibrazioni alla macchina e all'impianto è indipendente dai fenomeni di stallo della macchina si verifica quando la macchina è inserita in un impianto di piccolo volume.
4105. In un compressore centrifugo lo stallo: non avviene nelle fasi di regolazione della macchina è un fenomeno di oscillazione forzata di tutto il fluido compreso nella macchina e nelle tubazioni di aspirazione e mandata viene indotto da elevati gradienti di pressione nella direzione del moto viene indotto da forti gradienti di pressione opposti al moto del flusso.
4106. Il grado di reazione di un compressore centrifugo: 1 2 3 4.
4107. Il grado di reazione di un compressore centrifugo: 1 2 3 4.
4108. I compressori centrifughi: sono in genere macchine monostadio impiegate per portate molto elevate vengono solitamente impiegati quando sono richiesti rapporti di compressione maggiori di 10 sono in genere macchine pluristadio che consentono di raggiungere elevati rapporti di compressione vengono solitamente impiegati per portate modeste e < di 50 m3/s.
4109. Il coefficiente di portata di un compressore assiale è definito come: 1 2 3 4.
4110. Il coefficiente di pressione di un turbocompressore è definito come: 1 2 3 4.
4201. I compressori assiali sono costituiti: da una corona di pale rotoriche che forniscono energia di pressione al fluido da una voluta finale da una corona di pale statoriche che trasformano l'energia di pressione in energia cinetica da una successione di pale rotoriche e pale statoriche quest'ultime capaci di trasformare l'energia cinetica in energia di pressione.
4203. Il lavoro interno di un compressore assiale è pari a: 1 2 3 4.
4202. I compressori assiali: sono solitamente macchine pluristadio caratterizzate da portate volumetriche elevate anche superiori a 1 m3/s sono in genere macchine monostadio impiegate per portate molto elevate vengono solitamente impiegati per portate modeste di fluido < di 50 m3/s sono in genere macchine pluristadio che consentono di raggiungere elevati rapporti di compressione per stadio.
4204. Il lavoro interno di un compressore assiale è pari a: 1 2 3 4.
4301. Il numero di giri specifico di un compressore è definito come: 1 2 3 4.
4302. Il numero di giri specifico di un compressore è definito come: 1 2 3 4.
4303. Il rendimento politropico di compressione: dipende anche dal coefficiente di pressione risulta fuinzione del solo numero di giri specifico dipende solamente dal coefficiente di pressione nessuna di queste.
4401. Una turbina è detta ad azione: se l'espansione del fluido avviene sia nel distributore che nella girante se presenta un unico stadio se è costituita da uno o più stadi statorici e rotorici in successione nessuna di queste.
4402. La turbina De laval: è una turbina ad azione a salti di velocità è una turbina nella quale l'espansione avviene anche nella girante è una turbina nella quale l'espansione avviene unicamente nel distributore è una turbina ad azione a salti di pressione.
4403. La turbina Curtis: è una turbina ad azione a salti di velocità è una turbina ad azione a salti di pressione è una turbina a reazione semplice è una turbina monostadio.
4404. La turbina De laval: è particolarmente adatta all'impiego nelle turbine a gas presenta un profilo palare simmetrico presenta potenze tipiche di decine di MW presenta velocità di rotazione di circa 3000 giri/min adequate alla frequenza di rete.
4405. La turbina Rateau: è una turbina ad azione a salti di pressione è una turbina a reazione ad espansioni multiple è una turbina ad azione a salti di velocità nessuna di queste.
4501. Il raddrizzatore in una turbina Curtis: ha solamente lo scopo di direzionare la corrente in uscita dalla girante lungo la direzione corretta per l'ingresso nella girante successiva ha la funzione di direziona la corrente in uscita dalla girante lungo la direzione corretta per l'ingresso nella girante successiva elaborando una quota parte di energia di pressione non è presente ha la funzione di direziona la corrente in uscita dalla girante lungo la direzione corretta per l'ingresso nella girante successiva elaborando una quota parte di energia cinetica.
4502. Rispetto alle turbine De Laval, le turbine Curtis: consentono salti entalpici e rendimenti superiori operano in condizioni di massimo rendimento con un rapporto u/c1 maggiore sono capaci di un rendimento superiore ma salti entalpici minori sono capaci di salti entalpici maggiori seppur con rendimenti inferiori.
4503. Una turbina Curtis: nessuna di queste è costituita da due o più giranti ad azione intervallate da uno o più raddrizzatori è costituita una successione di distributori e stadi rotorici è una turbina ad azione a salti di pressione.
4601. Nelle turbine Rateau: l'energia di pressione viene eleborata unicamente dal primo distributore si assiste ad una diminuzione della pressione passando da uno stadio al successivo il raddrizzatore ha la funzione di direziona la corrente in uscita dalla girante lungo la direzione corretta per l'ingresso nella girante successiva elaborando una quota parte di energia di pressione il distributore ha lo scopo di trasformare l'energia cinetica in energia di pressione.
4602. La turbina Rateau: presenta dei diaframmi di separazione tra una girante e l'altra per garantire la tenuta viene regolata per parzializzazione nessuna di queste è costituita da due o più giranti ad azione intervallate da uno o più raddrizzatori.
4701. Rispetto ad una turbina De Laval, lo stadio di una turbina Parsons: una combinazione di queste è capace di salti entalpici maggiori seppur con rendimenti inferiori è capace di rendimenti superiori opera in condizioni di massimo rendimento con un rapporto u/c1 inferiore.
4702. Le turbine Parsons: sono turbine ad azione a salti di pressione presentano un grado di reazione solitamente unitario presenta differenze di pressione tra monte e valle di ogni singolo stadio presentano un numero di stadi limitato.
4703. Le turbine Parsons: nessuna di queste sono spesso precedute da uno o più stadi ad azione presentano un tambuto alla cui periferia sono fissate le pale statoriche presentano uno sviluppo assiale limitato.
4704. Considerando un generico stadio di una turbina Parsons operante con grado di reazione pari a 0.5 il rendimento della paletatura è pari a: 1 2 3 4.
4705. Considerando un generico stadio di una turbina Parsons operante con grado di reazione pari a 0.5 il rendimento della paletatura è pari a: 1 2 3 4.
4801. Quali di queste non sono causa di perdita di potenza nelle turbine a gas e a vapore? perdita per energia cinetica al distributore perdita al camino perdita per effetto ventilante perdita per energia cinetica allo scarico.
4802. Quali di queste non sono causa di perdite di potenza nelle turbine a gas e a vapore? attrito fluidodinamico nelle superfici dei dischi rotorici attrito fluidodinamico nei condotti fughe di fluido attrito fluidodinamico nelle valvole.
4901. L'eccesso d'aria in un processo di combustione: varia tra il 10-30% per combustibili solidi varia tra il 10-30% per i combustibili gassosi nessuna di queste varia tra il 5-15% per combustibili gassosi.
4902. L'eccesso di aria fornito in un processo di combustione: consente di ridurre le perdite al camino è pari al 23% non dipende dal tipo di combustibile impiegato è indispensabile per ovviare alle inevitabili dissimmetrie nella distribuzione dell'aria al bruciatore ed evitare incombusti.
4903. L'eccesso di aria fornito in un processo di combustione: non dipende dal tipo di combustibile impiegato consente di ridurre le perdite al camino varia tra il 40-80% per combustibili solidi è pari al 23%.
4904. Il potere calorifico di un combustibile: nessuna di queste è uguale al minimo potere calorifico, superiore o inferiore, dei suoi componenti è la quantità di calore necessaria per innalzare, o diminuire, la temperatura di un'unità di massa di combustibile di 1 K è la quantità di calore che deve essere sottratta ai prodotti di combustione per riportarli alla temperatura dei reagenti prima della combustione.
4905. L'eccesso d'aria in un processo di combustione: varia tra il 40-80% per combustibili solidi varia tra il 5-15% per combustibili solidi varia tra il 10-30% per i combustibili gassosi è maggiore nel caso dei combustibili gassosi rispetto a quelli solidi per consentire l'intima miscelazione dei gas.
5001. Le caldaie attualmente utilizzate negli impianti di produzione elettrica: sono costituite da una grande camera di combustione attorno alla quale circola l'acqua sono anche dette a tubi di fumo scambiano calore quasi esclusivamente per convezione utilizzano l'irraggiamento diretto del calore dal focolare ai tubi d'acqua consentenedo elevate produzioni specifiche di vapore.
5002. La rugiada acida: costituisce un limite per la temperatura minima alla quale possono essere raffreddati i fumi si verifica con i combustibili contenenti acido cloridrico nessuna di queste si forma a seguito del raffreddamento del vapore evolvente nel ciclo a vapore.
5003. In un generatore di vapore il surriscaldatore: secondario è in genere collocato nella prima parte del condotto verticale dei gas è costituito da fasci di tubi collegati all'estremità da appositi collettori è installato in corrispondenza della camera di combustione in quanto è la zona dove si ha la maggiore temperatura dei gas primario è in genere collocato in corrispondenza della parte alta della caldaia al di sopra del naso di caldaia.
5004. In un generatore di vapore il vaporizzatore: è installato in camera di combustione in quanto è la zona dove si ha la maggiore temperatura dei gas presenta temperature di parete critiche dato il basso coefficiente di scambio termico convettivo lato interno è realizzato solitamente mediante tubi tangenti è disposto nella parte terminale inferiore del condotto dei fumi.
5005. In un generatore di vapore l'economizzatore: è installato in camera di combustione è il primo componente della caldaia attraversato dal vapore ha la funzione di preriscaldare l'aria in ingresso in camera di combustione è disposto nella parte terminale inferiore del condotto dei fumi.
5006. In un generatore di vapore il risurriscaldatore: superiore è l'altezza del camino peggiore è il tiraggio è in genere collocato nel condotto orizzontale dei gas dopo il surriscaldatore finale è installato in corrispondenza della camera di combustione in quanto è la zona dove si ha la maggiore temperatura dei gas è in genere collocato dopo il surriscaldatore primario.
5101. Quale di queste affermazioni è corretta? In base al modo di installazione le caldaie vengono distinte in caldaie a tubi di funo e caldaie a tubi d'acqua In base al sistema di alimentazione dell'aria comburente e di scarico dei fumi le caldaie si distinguono in caldaie subcritiche e caldaie ipercritiche In una caldaia a tubi d'acqua circa il 50% del calore totale sviluppato nella combustione viene trasferito nel vaporizzatore In una caldaia a tubi d'acqua il surriscaldatore primario è solitamente collocato al di sopra del naso di caldaia.
5201. Osservando l'andamento del rendimento di un generatore di vapore in funzione del carico si osserva che: agli alti carichi la diminuzione del calore disperso è fortemente incidente la diminuzione del rendimento ai bassi carichi è principalmente imputabile all'aumento della temperatura al camino agli alti carichi l'aumento del calore disperso è imputabile all'aumento della temperatura al camino il massimo del rendimento si ottiene al 100% del carico nominale.
5202. Il rendimento del generatore di vapore: 1 2 3 4.
5203. Il rendimento del generatore di vapore: 1 2 3 4.
5301. Il ciclo Rankine a vapore saturo: è il ciclo che trova più ampio riscontro pratico negli attuali gruppi a vapore nessuna di queste prevede una somministrazione del calore a pressione costante a partire dalle condizioni di liquido saturo fino a quelle di vapore surriscaldato prevede una somministrazione del calore a pressione costante a partire dalle condizioni di liquido saturo fino a quelle di vapore saturo secco.
5302. Con riferimento al ciclo Rankine: la trasformazione di espansione ha luogo nel campo del vapore surriscaldato con un titolo finale di espansione inferiore a 1 la trasformazione di espansione interessa una zona del vapore saturo umido a titolo non inferiore al 70% si fa riferimento solamente ad impianti che utilizzano acqua come fluido di lavoro non è possibile andare oltre un certo valore del titolo di vapore con la trasformazione di espansione.
5303. Rispetto al ciclo Rankine, il ciclo Hirn: prevede la presenza di un ulteriore scambiatore di calore chiamato risurriscaldatore permette di raggiungere stati di fine espansione a titolo inferiore la trasformazione isobara si compone di riscaldamento del liquido, vaporizzazione completa e surriscaldamento aumenta il valore del rendimento termico di conversione in quanto diminuisce la temperatura media termodinamica.
5304. In un ciclo Hirn, la temperatura di fine surriscaldamento: non può essere superiore alla temperatura critica del fluido raggiunge valori di 600°C e oltre svincola il valore della massima temperatura di ciclo dal valore della temperatura critica del fluido dipende esclusivamente dalle caratteristiche fisico-meccaniche dei materiali per la costruzione dei diversi componenti.
5501. Quali di queste irreversibilità non sono presenti negli impianti a vapore? perdite di rendimento non ideale del compressore perdite termiche attraverso le pareti perdite allo scarico della turbina perdite di carico nei componenti dell'impianto.
5502. Quali di queste perdite possono essere trascurate negli impianti a vapore? perdite allo scarico della turbina perdite per rendimento non ideale delle turbine perdite di carico perdite termiche attraverso le pareti.
5601. Il raffreddamento dell'acqua tramite torre di raffreddamento: è di tipo a caldo si rende necessario quando non si dispone di un quantitativo sufficiente di acqua per la condensazione presenta un rendimento termico maggiore rispetto alla refrigerazione in ciclo aperto comporta minori costi di investimento rispetto alla refrigerazione a ciclo aperto.
5602. Il condensatore di un impianto a vapore: tenderebbe ad operare ad una pressione progressivamente crescente in assenza di sistemi di estrazione degli incondensabili può essere unicamente di tipo a freddo opera ad una pressione dipendente dal corpo turbina opera ad una pressione prossima a quella ambiente.
5603. Quale di queste esigenze non è possibile soddisfare tramite un condensatore? recuperare, sotto forma di acqua di condensazione, il vapore impiegato in turbina accrescere l'area del ciclo funzionale consentendo l'espansione del vapore fino a una pressione molto inferiore a quella atmosferica nessuna di queste costituire una riserva di acqua utile a fronteggiare brusche variazioni di portata nel ciclo termico.
5604. Il condensatore si dice a freddo quando: il fluido di raffreddamento viene miscelato con il fluido evolvente nel ciclo a vapore utilizza acqua che viene raffreddata tramite torri evaporative utilizza acqua proveniente da grandi bacini è collegato allo scarico della turbina dalla quale riceve vapore con lo scopo di asportare calore alla più bassa temperatura possibile.
5605. Il condesatore è di tipo a caldo: quando lo scopo è quello di ridurre la pressione allo scarico di una turbina quando non utilizza acqua come fluido di raffreddamento nessuna di queste quando si intende recuperare potenza termica.
5701. In un ciclo a vapore il risurriscaldamento: consente di produrre un maggior lavoro di turbina a discapito del rendimento di ciclo nessuna di queste consente di produrre un maggior lavoro di turbina con una riduzione del titolo di vapore allo scarico rispetto ad un ciclo surriscaldato consente di produrre un maggior lavoro specifico di turbina e quindi di ridurre il vapore evolvente nell'impianto.
5801. In un impianto a vapore lo spillamento: riduce la penalizzazione connessa con la fase di riscaldamento del liquido permette di incrementare la temperatura di surriscaldamento consente di ridurre la pressione di condensazione ha l'obiettivo di incrementare il lavoro utile dell'impianto.
5901. Il un generico impianto a vapore, il rendimento globale: è il rapporto tra la potenza meccanica netta e la potenza termica in ingresso al generatore di vapore è il rapporto tra la potenza meccanica neta e la potenza utile prodotta dalla turbina è il rapporto tra la potenza elettrica prodotta e la potenza termica in ingresso al generatore di vapore è il rapporto tra la potenza meccanica lorda e la potenza utile prodotta dalla turbina.
5902. Il un generico impianto a vapore, il rendimento organico: è il rapporto tra la potenza meccanica lorda e la potenza termica fornita al fluido di lavoro nessuna di queste è il rapporto tra la potenza meccanica netta e la potenza termica in ingresso al generatore di vapore è il rapporto tra la potenza meccanica lorda e la potenza utile prodotta dalla turbina.
5903. Un impianto a vapore produce una potenza elettrica di 80 MW facendo evolvere in turbina una portat di vapore di 65 kg/s. Considerando il rendimento elettrico, meccanico e degli ausiliari pari a 0.98 ciascuno e il rendimento globale del 40%, a quanto ammonta il lavoro netto specifico? 1307.67 kJ/kg 3269.17 kJ/kg nessuna di queste 1158.39 kJ/kg.
5904. Un impianto a vapore rigenerativo spilla vapore a 20 bar con entalpia di circa 3050 kJ/kg. Assumendo che il liquido in uscita dal condensatore si trovi ad entalpia di 137,77 kJ/kg e che a seguito della rigenerazione raggiunga un'entalpia di 908,59 kJ/kg, quanto vale il rapporto tra la portata spillata e quella al condensatore? 0,261 0,360 0,378 0,307.
6001. Nel caso di ciclo di Brayton reale aperto: le trasformazioni di compressione ed esapansione sono considerate adiabatiche ma non reversibili le perdite per incompleta combustione sono sensibili si hanno perdite esterne per incompleta ossidazione del combustibile la perdita principale è legata all'assorbimento di potenza da parte dei principali organi ausiliari.
6002. Nel caso di ciclo Brayton ideale chiuso: 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 il rendimento non dipende dal calore specifico del gas il rendimento dipende dalla temperatura massima di ciclo.
6003. Quale di queste non è una caratteristica dei gruppi turbogas? basse temperature di esercizio rapidi tempi di messa in servizio basso valore peso/potenza ingombri di installazione ridotti.
6004. Quale di queste non è una caratteristica dei gruppi turbogas? basso valore peso/potenza rapidi tempi di messa in servizio elevate efficienze elettriche libertà di installazione.
6005. Nel caso di ciclo Brayton ideale chiuso: le trasformazioni di scambio di calore con l'esterno sono isocore le trasformazioni di scambio di calore con l'esterno sono adiabatiche le trasformazioni di compressione ed espansione sono adiabatiche e reversibili le trasformazioni di compressione ed espansione sono adiabatiche.
6201. Il un generico impianto turbogas, il rendimento organico: nessuna di queste è il rapporto tra la potenza meccanica lorda prodotta dalla turbina e la potenza termica fornita al fluido di lavoro è il rapporto tra la potenza meccanica lorda prodotta dalla turbina e la potenza utile prodotta dalla turbina è il rapporto tra la potenza meccanica netta e la potenza termica in ingresso in camera di combustione.
6301. Quale di questi vantaggi non sono conseguibili con un ciclo turbogas con ricombustione? temperature di scarico in turbina inferiori maggiore lavoro sviluppato dall'impianto temperatura massima mantenuta a valori non eccessivi migliore utilizzo dell'aria aspirata legandola al combustibile con un eccesso globale minore.
6302. Nel caso di post-combustione/ricombustione di un impianto turbogas: il rendimento del ciclo aumenta il lavoro del compressore diminuisce l'aria aspirata rispetto al combustibile iniettato presenta un eccesso globale molto superiore peggiorano gli aspetti connessi con il raffreddamento del palettamento in turbina a parità delle altre condizioni operative.
6303. Nel caso di compressione interrefrigerata: l'effetto benefico è minore quanto prima si effettua l'interreferigerazione aumenta il lavoro netto dell'impianto sebbene si raggiungano rapporti di compressione complessivi inferiori si riduce il volume specifico del gas complessivamente evolvente nel compressore lo scambiatore di calore è posto a valle del processo di compressione totale.
6304. La rigenerazione di un impianto turbogas: consiste nell'inserimento tra combustore e turbina di uno scambiatore di calore che sia capace di prelevare calore dai gas di scarico della turbina determina un aumento del rendimento del ciclo lasciando inalterati il lavoro di turbina e compressore consiste nel ridurre la temperatura di fine compressione determina un aumento del rendimento del ciclo grazie ad un aumento del lavoro di turbina.
6401. Un impianto turbogas presenta un rendimento globale del 35%. Sapendo che il consumo di combustibile è di 3 kg/s, il potere calorifico inferiore di 42000kJ/kg e il rapporto aria/combustibile di 50 a quanto ammonta la potenza elettrica netta? 2.5 MW 44.1 kW 44.1 MW non è possibile stabilirlo con i dati a disposizione.
6501. Nella variante più diffusa i cicli combinati: prevedono il miscelamento dei due fluidi di lavoro sono costituiti da un ciclo topping a vapore che opera a temperature elevate e da un ciclo bottoming a gas sono costituiti da un ciclo topping a gas che opera a temperature elevate e da un ciclo bottoming a vapore presentano costi operativi elevati.
6601. Il generatore di vapore a recupero: non prevede la presenza di banchi di tubi surriscaldatori consente di recuperare tuto il calore dei fumi scaricati dalla turbina a gas consente il recupero del calore scaricato al condensatore è sede del trasferimento di calore tra i gas uscenti dalla turbina a gas e il fluido che percorre il ciclo Hirn.
6602. In una caldaia a recupero il delta T di pinch-point è: la differenza tra la temperatura dei fumi in ingresso in caldaia e quella di surriscaldamento del vapore il minimo delta T nell'evaporazione cioè tra il gas uscente dai banchi evaporatori e la temperatura di evaporazione la differenza tra la temperatura di evaporazione e quella dell'acqua all'uscita dell'economizzatore il massimo delta T nell'evaporazione.
6603. Quale di queste affermazioni è corretta? In un generatore di vapore a recupero è possibile surriscaldare il vapore a beneficio del rendimento del ciclo Il generatore di vapore a recupero consente di recuperare tutto il calore dei fumi scaricati dalla turbina a gas In un generatore di vapore a recupero il delta T di pinch-point è la differenza tra la temperatura di evaporazione e quella dell'acqua all'uscita dell'economizzatore Il generatore di vapore a recupero presenta una disposizione deggli scambiatori in equicorrente.
6604. Il delta T di sottoraffreddamento: è la differenza tra la temperatura dei fumi in ingresso in caldaia e quella di surriscaldamento del vapore è inferiore ai 5°C è necessario per evitare il rischio di inizio di evaporazione nell'economizzatore determina una sensibile diminuzione del rendimento di ciclo.
6605. In una caldaia a recupero il delta T di pinch-point è: la differenza tra la temperatura di evaporazione e quella dell'acqua all'uscita dell'economizzatore il massimo delta T nell'evaporazione la differenza tra la temperatura dei fumi in ingresso in caldaia e quella di surriscaldamento del vapore il minimo delta T nell'evaporazione cioè tra il gas uscente dai banchi evaporatori e la temperatura di evaporazione.
6606. Lo scambio termico tra il gas e il vapore è caratterizzato: da differenze di temperature trascurabili da due differenze di temperature significative da tre differenze di temperature significative da una disposizione in equicorrente degli scambiatori.
6607. Osservando il diagramma T-Q di scambio termico di una caldaia a recupero: lo scambio di calore tra i due fluidi avviene in equicorrente è preferibile evitare il preriscaldamento del liquido è possibile surriscaldare il vapore a beneficio del rendimento del ciclo è possibile surriscaldare il vapore a discapito del rendimento del ciclo.
6608. In un generatore di vapore a recupero: viene recuperato il calore scaricato dal condensatore di un impianto topping turbogas il delta T di sottoraffreddamento corrisponde alla differenza di temperatura tra i fumi in ingresso in caldaia e il vapore surriscaldato nessuna di queste lo scambio termico tra gas e vapore è caratterizzato da due differenze di temperature significative.
6701. Quale di queste affermazioni è errata? Il ciclo di funzionamento reale di un motore a combustione interna operante secondo ciclo Otto considera gli effetti legati alla combustione incompleta Il ciclo Diesel non può essere realizzato in motori 2T I motori a combustione interna presentano un rapporto peso/potenza in funzione del tipo di accensione del motore Il ciclo di funzionamento reale di un motore a combustione interna operante secondo ciclo Otto considera la macchina reale.
6702. I motori a combustione interna: si distinguono in 2T e 4T in base al tipo di alimentazione nessuna di queste sono macchine volumetriche operanti a circuito chiuso si classificano in motori aspirati o sovralimentati in base al tipo di accensione.
6703. L'albero motore: assicura il movimento delle valvole è realizzato in alluminio è realizzato in acciaio porta una camma per ogni valvola.
6704. Il monoblocco: è chiuso superiormente dalla coppa dell'olio che funge da serbatoio dell'olio di lubrificazione è solitamente realizzata in alluminio visto il suo basso costo può montare canne pressate che possono essere sostituite una volta usurate è solitamente in acciaio inossidabile per resistere alla corrosione.
6705. Quale di queste affermazioni è corretta? Nei motori 2T il ciclo di funzionamento avviene con due giri di manovella I motori aspirati l'alimentazione dell'aria avviene ad una pressione superiore a quella atmosferica I motori ad accensione comandata trovano impiego nei settori dove l'elavata potenza specifica e leggerezza sono considerate fondamentali I motori Diesel trovano applicazioni in quei settori nei quali il costo di esercizio non è importante.
6706. Quale di queste affermazioni è errata? In base al periodo di ciclo si distinguono motori quattro tempi e motori due tempi In base al tipo di accensione si distinguono motori ad accensione comandata e motori ad accensione spontanea I motori 2T trovano applicazione nella gamma di basse potenze come ciclo Diesel I motori ad accensione comandata trovano impiego nei settori dove l'elavata potenza specifica e leggerezza sono considerate fondamentali.
6707. I motori a combustione interna: sono macchine endotermiche volumetriche a circuito chiuso sono macchine endotermiche dinamiche a circuito aperto sono macchine idrauliche a circuito chiuso nessuna di queste.
6801. In un motore a combustione interna operante secondo ciclo Otto reale: l'anticipo dell'apertura della valvola di aspirazione avviene circa 50° prima che il pistone abbia raggiunto il PMS l'anticipo all'accensione avviene tra i 10° e i 50° prima che il pistone abbia raggiunto il PMS il ritardo della chiusura della valvola di aspirazione avviene a circa 15° dopo il PMI l'anticipo dell'apertura della valvola di aspirazione avviene circa 15° prima che il pistone abbia raggiunto il PMI.
6802. In un motore a combustione interna operante secondo ciclo Otto ideale: la fase di combustione avviene al termine della fase di aspirazione la fase di scarico forzato ha inizio prima che il pistone raggiunga il PMI la fase di compressione avviene durante la corsa del pistone dal PMS al PMI le trasformazioni di compressione ed espansione sono non adiabatiche.
6803. Quale di queste affermazioni è errata? Il ciclo di funzionamento ideale di un motore a combustione interna operante secondo ciclo Otto considera la combustione isocora con un numero infinito di punti di innesco Il ciclo di funzionamento reale di un motore a combustione interna operante secondo ciclo Otto considera la macchina reale Il ciclo di funzionamento reale di un motore a combustione interna operante secondo ciclo Otto considera gli effetti legati alla combustione incompleta Il ciclo di funzionamento ideale di un motore a combustione interna operante secondo ciclo Otto considera l'effetto della propagazione del fronte di fiamma.
6804. Il ciclo Otto: si compone di 4 fasi che occupano, ognuna, circa mezzo giro di manovella nei motori 4T si compone delle fasi di aspirazione, combustione isocora, espansione, scarico e compressione in questa successione non può essere realizzato in motori 2T si caratterizza per una combustione isobara.
7001. Quale di queste affermazioni è errata? In un motore 2T l'assenza di valvole consente un processo di sostituzione della carica più efficiente rispetto a quello di un motore a 4T In un motore 2T si hanno tre luci quella di scarico, quella di aspirazione e quella di ammissione In un motore 2T chiusa la luce di lavaggio la luce di scarico rimane aperta per un piccolo tratto contribuendo alla fuoriscita di gas e miscela fresca In un motore 2T durante la fase di lavaggio la carica fresca che si immette nel cilindro contribuisce ad esplettere i gas combusti.
7002. Con riferimento ad un motore 2T: nessuna di queste durante il primo tempo avvengono le trasformazioni di combustione ed espansione durante il primo tempo il pistone chiude le luci di lavaggio e la differenza di pressione richiama la carica fresca nel basamento la potenza teorica è la metà di quella di un motore 4T.

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