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MSE2

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Title of test:
MSE2

Description:
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Author:
AVATAR

Creation Date:
21/09/2021

Category:
University

Number of questions: 291
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Content:
0201. Che cos'è una macchina a fluido? Una macchina in cui lo scambio di lavoro con gli organi mobili avviene per mezzo di un fluido operativo Una macchina costituita da un'insieme di organi meccanici fissi e mobili Un organo statico Una macchina nella quale non avviene scambio di energia.
0202. Quale è la differenza fra macchine volumetriche e macchine dinamiche? Nessuna di queste 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.
0203. Quale è la differenza fra macchine idrauliche e macchine termiche? Nessuna di queste Non esiste differenza 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.
0204. Quale è la differenza fra macchine motrici e macchine operatrici? Nelle prime il fluido cede energia agli organi mobili della macchina mentre nel secondo caso l'energia viene fornita dall'esterno Nessuna di queste 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.
0301. Che cosa si intende per sistema energetico? Un sistema costituito da una singola unità avente specifica funzione Nessuna di queste 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 Un sistema costituito da una unità avente una specifica funzione e non scomponibile in componenti a sé stanti.
0401. La portata massica di un fluido.
0402. Con riferimento ai condotti nelle macchine la parete del condotto che lo separa dall'esterno è impermeabile al fluido e al calore 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 possono essere solamente fissi.
0403. Con riferimento ai condotti nelle macchine sono definiti condotti di trasferimento se producono trasformazioni termofluidodinamiche una macchina costituita da un'insieme di organi meccanici fissi e mobili sono definiti condotti attivi se producono trasformazioni termofluidodinamiche i condotti di trasferimento possono essere mobili.
0501. Quale di queste affermazioni è errata? 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 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 dei flussi di energia associati alle masse di fluido nelle sezioni di ingresso e.
0502. Il principio di conservazione della massa.
0601. In base al principio di conservazione dell'energia in forma termodinamica.
0602. In base al principio di conservazione dell'energia in forma termodinamica.
0603. In base al principio di conservazione dell'energia in forma termodinamica.
0604. Nell'ipotesi di moto stazionario la variazione di energia cinetica è trascurabile la variazione di energia totale posseduta dal fluido all'interno del volume di controllo è nulla non vi è scambio di lavoro e di calore da parte del fluido all'interno del volume di controllo la velocità del fluido è nulla.
0605. In base al principio di conservazione dell'energia in forma termodinamica.
0606. Considerando un flusso stazionario, in base al principio di conservazione dell'energia in forma meccanica.
0701. In base all'equazione del lavoro alle differenze di energia cinetica.
0702. Il grado di reazione è definito come.
0703. In base all'equazione del lavoro alle differenze di energia cinetica.
0704. In base all'equazione del lavoro alle differenze di energia cinetica.
0705. In base all'equazione del lavoro alle differenze di energia cinetica.
0801. Applicando l'equazione di Eulero alla girante di una macchina motrice.
0802. Applicando l'equazione di Eulero alla girante di una macchina motrice.
0803. Applicando l'equazione di Eulero alla girante di una macchina motrice.
0804. Applicando l'equazione di Eulero alla girante di una macchina motrice.
0901. Il lavoro ideale di una turbina a fluido comprimibile è pari a.
0902. Il lavoro ideale di una turbina a fluido comprimibile è pari a.
0903. Il lavoro ideale di una turbina a fluido comprimibile è pari a.
0904. Il lavoro ideale di una turbina a fluido comprimibile è pari a.
0905. Il lavoro reale di un compressore a fluido comprimibile è pari a.
0906. Il lavoro reale di un compressore a fluido comprimibile è pari a.
0907. Il lavoro reale di un compressore a fluido comprimibile è pari a.
0908. Il lavoro reale di un compressore a fluido comprimibile è pari a.
1001. Il teorema di Buckingham 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 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 nessuna di queste 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.
1002. L'analisi dimensionale consente di effettuare lo studio dei fenomeni fluidodinamici in modo dimensionalizzato consente di stimare le prestazioni di una macchina tramite prove condotte su macchine di dimensioni simili nessuna di queste consente di effettuare lo studio dei fenomeni fluidodinamici in modo adimensionalizzato.
1101. Due macchine operano in condizioni di similitudine fluidodinamica quando sono geometricamente simili hanno i gruppi adimensionali simili nessuna di queste operano con simile numero di Reynolds.
1102. Il coefficiente di carico è un valore adimensionalizzato pari a.
1103. Il valore adimensionalizzato della portata, detto coefficiente di portata è pari a.
1301. Quale di queste tipologie di pompe non è volumetrica? Pompe ad ingranaggi Pompe a lobi Pompe centrifughe Pompe a vite.
1302. In una pompa centrifuga con pale rivolte all'indietro 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 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 la prevalenza ideale è costante con l'aumentare della portata.
1303. Una pompa volumetrica rotativa necessita di valvole di aspirazione e mandata presenta una velocità media del fluido all'interno generalmente molto bassa nessuna di queste possono fornire portate superiori rispetto a quelle alternative.
1304. 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 flusso viene spinto verso l'esterno della girante e raccolto da una chiocciola che lo invia alla mandata il diffusore posto a valle della chiocciola ha la funzione di convertire l'energia cinetica in energia di pressione.
1305. Che cos'è una pompa? Una macchina (motrice) che trasferisce energia ad un fluido incomprimibile che le attraversa Una macchina volumetrica i cui organi mobili assorbono energia dal fluido incomprimibile che le attraversa Una macchina (operatrice) che trasferisce energia ad un fluido incomprimibile che le attraversa Una macchina (operatrice) che trasferisce energia ad un fluido comprimibile che le attraversa.
1306. In una pompa volumetrica alternativa 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 la pressione massima di esericizio può arrivare oltre 300 bar possono essere eleborate portate di liquido molto elevate.
1307. In una pompa volumetrica rotativa la pressione massima di esercizio è limitata a 80-100 bar gli elementi mobili oltre a determinare lo spostamento del fluido garantiscono anche la sua tenuta impedendone il riflusso la velocità di rotazione è inferiore a quella delle pompe alternative sono necessarie valvole di aspirazione e mandata.
1401. La prevalenza di una pompa è l'aumento di energia per un'unità di massa che subisce il fluido nel passaggio attraverso la pompa è solitamente pari alla differenza dell'altezza cinetica è l'aumento di energia per unità di peso che subisce il fluido nel passaggio attraverso la pompa è l'aumento di energia che subisce il fluido nel passaggio attraverso la pompa.
1501. Le curve caratteristiche reali di una pompa centrifuga si differenziano rispetto a quelle ideali per la presenza di perdite di energia termica 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.
1502 Data l'immagine in figura, l'equazione della curva caratteristica ideale di una pompa centrifuga è pari a.
1503 Data l'immagine in figura, l'equazione della curva caratteristica ideale di una pompa centrifuga è pari a.
1504 Data l'immagine in figura, l'equazione della curva caratteristica ideale di una pompa centrifuga è pari a.
1505. Data l'immagine in figura, l'equazione della curva caratteristica ideale di una pompa centrifuga è pari a.
1506. Le curve caratteristiche di una pompa centrifuga rappresentano l'andamento della prevalenza fornita in funzione della portata inviata in mandata la geometria della pompa centrifuga nessuna di queste l'andamento del rendimento globale.
1601. Per macchine geometricamente simili si ha che.
1701. I valori del fattore di attrito riportati nell'abaco di Moody dipendono dal numero di Reynolds nel campo di flusso turbolento non dipendono dal numero di Reynolds dipendono dalla rugosità delle superifici nessuna di queste.
1702. 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 nessuna di queste 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.
1901. In una pompa centrifuga la regolazione della portata può avvenire tramite regolazione del numero di giri della pompa variando la caratteristica esterna secondo la legge di affinità 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 interna secondo la legge di affinità agendo sull'otturatore di una valvola di regolazione inserita sull'aspirazione della pompa.
1902. La regolazione tramite ricircolo della portata alla pompa determina una variazione della portata erogata dalla pompa richiede di elaborare una portata superiore rispetto a quella effettivamente richiesta è preferibile per grandi impianti si ottiene ponendo una derivazione sul condotto di aspirazione della pompa in modo da ridurne la portata erogata.
1903. La regolazione della portata di una pompa tramite regolazione dell'impianto introduce una perdita di carico localizzata che determina una variazione della caratteristica della pompa consiste nell'agire sull'otturatore di una valvola di regolazione inserita sull'aspirazione della pompa determina una variazione della caratteristica esterna di tipo dissipativo non determina una riduzione del rendimento complessivo.
1904. Per data pompa operante ad un certo numero di giri il punto di funzionamento dipende dal circuito idraulico nel quale è inserita il punto di funzionamento può essere determinato solamente sperimentalmente il punto di funzionamento è stabile indipendentemente dalla curva caratteristica dell'impianto nel quale è inserita il punto di funzionamento è indipendente dal circuito idraulico nel quale è inserita.
2001. Nel caso di pompe disposte in serie la nuova caratteristica interna si ottiene sommando per ogni data portata la prevalenza fornita da ciascuna pompa la curva caratteristica equivalente risultante avrà una portata doppia rispetto alla singola pompa si ottiene un effettivo raddoppio della portata elaborata si ottiene un effettivo raddoppio della prevalenza fornita al fluido.
2002. Nel caso di pompe identiche disposte in parallelo 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 la nuova caratteristica interna si ottiene sommando per ogni prevalenza la portata fornita da ciascuna pompa.
2101 Dato l'impianto di sollevamento in figura, la massima altezza alla quale può essere installata una pompa è pari a (DUBBIO).
2102. Dato l'impianto di sollevamento in figura, per evitare la cavitazione è necessario che il valore di pa risulti superiore a.
2103. Dato l'impianto di sollevamento in figura,per evitare la cavitazione è necessario che il valore di pa risulti superiore a (DUBBIO).
2104. Dato l'impianto di sollevamento in figura,per evitare la cavitazione è necessario che il valore di pa risulti superiore a (DUBBIO).
2105. Dato l'impianto di sollevamento in figura, la massima altezza alla quale può essere installata la pompa è pari a.
2106. In una pompa centrifuga il fenomeno della cavitazione si manifesta principalemente in zone a bassa velocità di efflusso è causa di erosione meccanica delle superfici metalliche in corrispondenza delle zone di formazione delle bolle 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 prossime alla zona di riassorbimento delle bolle.
2107. Dato l'impianto di sollevamento in figura, la massima altezza alla quale può essere installata la pompa è pari a.
2108.Dato l'impianto di sollevamento in figura, la massima altezza alla quale può essere installata la pompa è pari a.
2109. 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.
2110. Dato l'impianto di sollevamento in figura, per evitare la cavitazione è necessario che il valore di pa risulti superiore a.
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 una valvola di non ritorno a valle 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.
2202. Data una pompa centrifuga non è possibile innescare la stessa qualora sia posta sotto battente se la pendenza della curva caratteristica esterna è maggiore di quella interna il punto di funzionamento è instabile il funzionamento instabile diepende dalla sola pompa se la pendenza della curva caratteristica esterna è minore di quella interna il punto di funzionamento è instabile.
2401. In un impianto idraulico il salto utile tra i peli liberi dei bacini di monte e di valle è pari a.
2402. In un impianto idraulico l'altezza piezometrica è pari a c²/2g è la somma dell'altezza geodetica, di pressione e cinetica è pari a p/(ro·g), con ro densità del fluido è la somma dell'altezza geodetica e di pressione.
2403. In un impianto idraulico il salto utile tra i peli liberi dei bacini di monte e di valle è pari a.
2501. Secondo il criterio idrodinamico le turbine idrauliche si classificano in per basse cadute, per medie cadute o per alte cadute 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.
2502. Una turbina Pelton è una macchina idraulica veloce è una macchina operatrice idraulica ad azione è una macchina motrice idraulica a reazione con grado di reazione medio è una macchina motrice idraulica ad azione.
2503. In una turbina Pelton, il tegolo deviatore consente di deviare il getto dalle pale consente di deviare il getto verso le pale con flusso ben direzionato e velocità uniforme consente la regolazione della macchina consente l'apertura e la chiusura dell'ugello.
2504. In una turbina Pelton, l'intaglio presente all'estremità della pala consente di deviare il getto dalle pale 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 evita che all'ingresso nel getto il dorso della pala schiaffeggi parte del getto destinato alla pala già attiva.
2505. 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.
2506. Secondo il criterio funzionale le turbine idrauliche si classificano in a vena libera o vena chiusa radiali e a flusso misto, assiali o tangenziali semplici o pluristadio per basse cadute, per medie cadute o per alte cadute.
2601. Il coefficiente di riduzione della velocità relativa di una turbina Pelton dipende dalle perdite fluidodinamiche del distributore è pari a w1/w1id dipende dalle perdite fluidodinamiche della girante è pari a c1/c1id.
2602. Il coefficiente di riduzione della velocità al distributore di una turbina Pelton assume valori massimi nell'intorno di 0.85-0.90 dipende dalle perdite fluidodinamiche della girante è pari a w2/w2id è pari a c1/c1id.
2701. L'andamento ideale della potenza di una turbina Pelton in funzione del rapporto u/c1 assume il valore massimo per u=c1 è analogo a quello del rendimento cresce monotonicamente all'aumentare di u è analogo a quello della coppia motrice.
2702. Il rendimento idraulico di una turbina Pelton è pari a.
2703. Il rendimento idraulico di una turbina Pelton è pari a.
2704. Quale di queste affermazioni è errata? In una turbina Pelton, per elevata variazioni della portata l'aumento della stessa aumenta la potenza persa per effetto ventilante In una turbina Pelton, per elevate variazioni della portata le perdite fluidodinamiche nella girante 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 nel distributore tendono a rimanere costanti.
2705. Il rendimento idraulico di una turbina Pelton è pari a.
2706. Il rendimento idraulico di una turbina Pelton è pari a.
2801. Il diffusore in una turbina Francis è presente solamente nei grandi impianti ha la funzione di adattare la velocità del fluido a quella richiesta dall'utenza di valle consente di ridurre la pressione all'interno della girante fino alla pressione atmosferica consente di sfruttare anche il salto a valle della turbina.
2802. Rispetto ad una turbina Pelton, una turbina Francis presenta valori del coefficiente di velocità periferica inferiori potrebbe lavorare ad una velocità di trascinamento inferiore potrebbe presentare una velocità di rotazione maggiore a parità di diametro della girante nessuna di queste.
2803. In una turbina Francis il fluido passa da una direzione prevalentemente radiale all'ingresso ad una assiale all'uscita il fluido passa da una direzione prevalentemente assiale all'ingresso ad una radiale all'uscita il fluido mantiene una direzione prevalentemente radiale il fluido mantiene una direzione prevalentemente assiale.
2804. La turbina Francis è una macchina idraulica a vena chiusa è una macchina idraulica lenta è una macchina motrice idraulica ad azione è una macchina idraulica a reazione a vena aperta.
2901. Quale di questi componenti non è presente in una turbina assiale? il tubo aspiratore-diffusore il distributore il controdisco il predistributore.
2902. Le turbine Kaplan sono macchine idrauliche lente sono macchine ad azione veloci sono macchine ad azione assiali sono macchine a reazione assiali.
2903. Le turbine assiali o Kaplan vengono impiegate nessuna di queste per modesti salti motori e modeste portate per grandi salti motori e grandi portate per modesti salti motori e grandi portate.
2904. Rispetto ad una turbina Pelton, una turbina ad elica presenta un campo di funzionamento con valori ottimali del rendimento più esteso si adattano meglio ai carichi variabili nessuna di queste presenta velocità di rotazione inferiori.
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. Le turbine Pelton sono preferibili per alti salti geodetici e basse portate nessuna di queste presentano valori del numero di giri caratteristico intorno ad 1 presentano valori del numero di giri caratteristico superiori a quelli delle turbine Francis.
3102. Le turbine Francis veloci nessuna di queste 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.
3103. Il numero di giri caratteristico di una turbina idraulica è pari a.
3104. Il numero di giri caratteristico di una turbina idraulica è pari a.
3105. Le turbine Pelton sono preferibili per bassi salti ed elevate portate nessuna di queste 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.
3106. Il numero di giri caratteristico di una turbina idraulica è pari a.
3107. Il numero di giri caratteristico di una turbina idraulica è pari a.
3108. Le turbine assiali sono preferibili per alti salti geodetici e basse portate nessuna di queste presentano bassi valori del numero di giri caratteristico presentano valori del numero di giri caratteristico intorno ad 1.
3201. Quali di questi non è un componente principale di un compressore volumetrico? stantuffo candela testata valvola di aspirazione.
3202. I compressori volumetrici sono esclusivamente di tipo alternativo trovano impiego per elevate portate e bassi rapporti di compressione 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.
3301. Il ciclo di lavoro ideale di un compressore volumetrico avviene ogni due giri di rotazione completa dell'albero è costituito da due fasi: compressione isentropica ed espansione isentropica è caratterizzato da una fase di compressione fino al punto morto superiore è caratterizzato da una fase di espansione del gas contenuto nel volume morto fino alla pressione di aspirazione.
3401. La portata elaborata da un compressore volumetrico risulta pari a:.
3402. La portata elaborata da un compressore volumetrico risulta pari a:.
3403. La portata elaborata da un compressore volumetrico risulta pari a:.
3404. La portata elaborata da un compressore volumetrico risulta pari a:.
3405. Il coefficiente di riempimento di un compressore volumetrico.
3406. Il coefficiente di riempimento di un compressore volumetrico.
3407. Il coefficiente di riempimento di un compressore volumetrico.
3408. Dato il ciclo ideale in figura, la portata elaborata dal compressore volumetrico è pari a.
3409. Il coefficiente di riempimento di un compressore volumetrico.
3501. La potenza asssorbita da un compressore nel ciclo ideale è pari a: (DUBBIO).
3502. La potenza asssorbita da un compressore nel ciclo ideale è pari a:.
3503. Il lavoro compiuto da un compressore nel ciclo ideale è pari a:.
3504. Il lavoro compiuto da un compressore nel ciclo ideale è pari a:.
3505. Il lavoro compiuto da un compressore nel ciclo ideale è pari a:.
3506. Il lavoro compiuto da un compressore nel ciclo ideale è pari a:.
3601. Nel ciclo reale, il rapporto di compressione interno del compressore.
3602. In un compressore quale di queste non sono causa di perdite di lavoro? scambi termici con le pareti perdite in camera di combustione perdite per fughe di gas perdite di carico.
3701. Il rendimento interno di un compressore il rapporto tra la potenza interna ideale e quella richiesta all'albero il rapporto tras la potenza interna ideale e quella reale il rapporto tra la potenza trasferita nel ciclo e quella richiesta all'albero il rapporto tra la potenza trafserita nel ciclo e quella reale.
3702. Il coefficiente di riempimento reale di un compressore volumetrico è pari a:.
3703. In base al ciclo di lavoro reale, il coefficiente di carica di un compressore è pari a:.
3704. Il coefficiente di riempimento reale di un compressore volumetrico è pari a:.
3705. Il coefficiente di riempimento reale di un compressore volumetrico è pari a:.
3706. Il coefficiente di riempimento reale di un compressore volumetrico è pari a:.
3801. 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 effetuata.
3802. La regolazione per variazione della corsa di aspirazione di un compressore viene effettuata variando il volume residuo quando lo stantuiffo giunge al PMS viene effettuata installando una valvola di ricircolo tra la mandata e l'aspirazione viene effettua ponendo una valvola di regolazione nel condotto di aspirazione viene effettuata atraverso l'anticipo o il posticipo della chiusura della valvola di aspirazione.
3803. La regolazione per laminazione di un compressore viene effettuata ponendo la valvola di laminazione nel condotto di mandata viene effettuata ponendo la valvola di laminazione nel condotto di aspirazione riduce l'effetto negativo legato al volume morto determina una riduzione del rapporto di compressione.
3804. La regolazione per variazione del volume morto in un compressore nessuna di queste viene effetuata variando il volume residuo quando lo stantuffo giunge al PMI non è possibile comporta una riduzione della corsa utile di aspirazione.
3805. La regolazione a tutto o niente di un compressore richiede la presenza di un accumulo a monte del compressore prevede l'avvio del compressore per ogni rifornimento dell'utenza prevede il funzionamento del compressore fino a raggiungere una pressione massima prefissata nello stoccaggio è semplice da realizzare senza ulteriori costi e particolare usura degli organi.
3806. Quale di queste regolazioni non viene usata per regolare la portata di un compressore volumetrico? regolazione per variazione del volume morto regolazione a tutto o niente regolazione per quantità regolazione per variazione della corsa di aspirazione.
4001. Il grado di reazione di un compressore centrifugo.
4002. Da un punto di vista strutturale un compressore centrifugo prevede la presenza di un diffusore necessariamnete palettato prevede la presenza di una voluta a valle del diffusore non può essere pluiristadio è costituito da una girante solidale al mozzo che porta a sbalzo le palette.
4003. I compressori centrifughi sono in genere macchine monostadio impiegate per portate molto elevate vengono solitamente impiegati per portate modeste e < di 50 m3/s sono in genere macchine pluristadio che consentono di raggiungere elevati rapporti di compressione vengono solitamente impiegati quando sono richiesti rapporti di compressione maggiori di 10.
4004. Il coefficiente di pressione di un turbocompressore è definito come.
4005. Il coefficiente di portata di un compressore assiale è definito come.
4006. Il grado di reazione di un compressore centrifugo.
4007. Il grado di reazione di un compressore centrifugo.
4008. Il grado di reazione di un compressore centrifugo.
4009. In un compressore centrifugo il pompaggio si verifica quando la macchina è inserita in un impianto di piccolo volume 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 è il fenomeno di distacco della vena fluida dalla palettatura.
4010. In un compressore centrifugo lo stallo è un fenomeno di oscillazione forzata di tutto il fluido compreso nella macchina e nelle tubazioni di aspirazione e mandata può avvenire nelle fasi di regolazione della macchina da elevati gradienti di pressione nella direzione del moto viene indotto da angoli di incidenza troppo piccoli.
4201. Il lavoro interno di un compressore assiale è pari a.
4202. Il lavoro interno di un compressore assiale è pari a.
4203. Il lavoro interno di un compressore assiale è pari a.
4204. Il lavoro interno di un compressore assiale è pari a.
4205. I compressori assiali sono in genere macchine pluristadio che consentono di raggiungere elevati rapporti di compressione per stadio sono in genere macchine monostadio impiegate per portate molto elevate vengono solitamente impiegati per portate modeste di fluido < di 50 m3/s sono solitamente macchine pluristadio caratterizzate da portate volumetriche elevate anche superiori a 1 m3/s.
4206. I compressori assiali sono costituiti 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 rotoriche che forniscono energia di pressione al fluido da una corona di pale statoriche che trasformano l'energia di pressione in energia cinetica da una voluta finale.
4301. Il rendimento politropico di compressione dipende anche dal coefficiente di pressione risulta fuinzione del solo numero di giri caratteristico dipende solamente dal coefficiente di pressione nessuna di queste.
4302. Il numero di giri carateristico di un compressore è definito come.
4303. Il numero di giri carateristico di un compressore è definito come.
4304. Il numero di giri carateristico di un compressore è definito come.
4305. Il numero di giri carateristico di un compressore è definito come.
4401. La turbina Curtis è una turbina ad azione a salti di velocità è una turbina a reazione semplice è una turbina monostadio è una turbina ad azione a salti di pressione.
4402. La turbina Rateau nessuna di queste è una turbina ad azione a salti di pressione è una turbina ad azione a salti di velocità è una turbina a reazione ad espansioni multiple.
4403. Una turbina è detta ad azione se presenta un unico stadio se l'espansione del fluido avviene sia nel distributore che nella girante nessuna di queste se è costituita da uno o più stadi statorici e rotorici in successione.
4404. La turbina De laval presenta velocità di rotazione di circa 3000 giri/min adequate alla frequenza di rete è particolarmente adatta all'impiego nelle turbine a gas presenta un profilo palare simmetrico presenta potenze tipiche di decine di MW.
4405. La turbina De laval è una turbina nella quale l'espansione avviene anche nella girante è una turbina ad azione a salti di pressione è una turbina ad azione a salti di velocità è una turbina nella quale l'espansione avviene unicamente nel distributore.
4406. Il rendimento della palettatura di una turbina De Laval.
4407. Il rendimento della palettatura di una turbina De Laval presenta un massimo per valori di u/c1 unitari presenta un massimo per velocità di rotazione modeste ha un andamento sempre crescente con u/c1 ha un andamento parabolico in funzione di u/c1.
4408. Il rendimento della palettatura di una turbina De Laval.
4409. Il rendimento della palettatura di una turbina De Laval.
4410. Il rendimento della palettatura di una turbina De Laval.
4501. Rispetto alle turbine De Laval, le turbine Curtis sono capaci di salti entalpici maggiori seppur con rendimenti inferiori sono capaci di un rendimento superiore ma salti entalpici minori consentono salti entalpici e rendimenti superiori operano in condizioni di massimo rendimento con un rapporto u/c1 maggiore.
4502. Una turbina Curtis è costituita una successione di distributori e stadi rotorici è una turbina ad azione a salti di pressione nessuna di queste è costituita da due o più giranti ad azione intervallate da uno o più raddrizzatori.
4503. Il raddrizzatore in una turbina Curtis 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 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 ha solamente lo scopo di direzionare la corrente in uscita dalla girante lungo la direzione corretta per l'ingresso nella girante successiva.
4601. Nelle turbine Rateau si assiste ad una diminuzione della pressione passando da uno stadio al successivo il distributore ha lo scopo di trasformare l'energia cinetica in energia di pressione 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 l'energia di pressione viene eleborata unicamente dal primo distributore.
4602. La turbina Rateau è costituita da due o più giranti ad azione intervallate da uno o più raddrizzatori presenta dei diaframmi di separazione tra una girante e l'altra per garantire la tenuta nessuna di queste viene regolata per parzializzazione.
4701. Considerando un generico stadio di una turbina Parsons operante con grado di reazione pari a 0.5 il rendimento della paletatura è pari a:.
4702. Considerando un generico stadio di una turbina Parsons operante con grado di reazione pari a 0.5 il rendimento della paletatura è pari a:.
4703. Considerando un generico stadio di una turbina Parsons operante con grado di reazione pari a 0.5 il rendimento della paletatura è pari a:.
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:.
4705. Considerando un generico stadio di una turbina Parsons operante con grado di reazione pari a 0.5 il lavoro teorico è pari a:.
4706. Considerando un generico stadio di una turbina Parsons operante con grado di reazione pari a 0.5 il lavoro teorico è pari a:.
4707. Rispetto ad una turbina De Laval, lo stadio di una turbina Parsons è capace di salti entalpici maggiori seppur con rendimenti inferiori è capace di rendimenti superiori una combinazione di queste opera in condizioni di massimo rendimento con un rapporto u/c1 inferiore.
4708. 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.
4709. Le turbine Parsons sono spesso precedeute da uno o più stadi ad azione nessuna di queste presentano uno sviluppo assiale limitato presentano un tambuto alla cui periferia sono fissate le pale statoriche.
4710. Considerando un generico stadio di una turbina Parsons operante con grado di reazione pari a 0.5 il lavoro teorico è pari a:.
4711. Considerando un generico stadio di una turbina Parsons operante con grado di reazione pari a 0.5 il lavoro teorico è pari a:.
4801. Quali di queste non sono causa di perdita di potenza nelle turbine a gas e a vapore? perdita al camino perdita per energia cinetica al distributore perdita per energia cinetica alo scarico perdita per effetto ventilante.
4802. Quali di queste non sono causa di perdite di potenza nelle turbine a gas e a vapore? attrito fluidodinamico nei condotti attrito fluidodinamico nelle superfici dei dischi rotorici attrito fluidodinamico nelle valvole fughe di fluido.
4901. L'eccesso di aria fornito in un processo di combustione è pari al 23% non dipende dal tipo di combustibile impiegato consente di ridurre le perdite al camino è indispensabile per ovviare alle inevitabili dissimmetrie nella distribuzione dell'aria al bruciatore ed evitare incombusti.
4902. L'eccesso d'aria in un processo di combustione (DUBBIO) varia tra il 5-15% per combustibili solidi è maggiore nel caso dei combustibili gassosi rispetto a quelli solidi per consentire l'intima miscelazione dei gas varia tra il 40-80% per combustibili solidi varia tra il 10-30% per i combustibili liquidi.
4903. Il potere calorifico di un combustibile è la quantità di calore che deve essere sottratta ai prodotti di combustione per riportarli alla temperatura dei reagenti prima della combustione 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.
5001. In un generatore di vapore il risurriscaldatore è in genere collocato nel condotto orizzontale dei gas dopo il surriscaldatore finale è in genere collocato dopo il surriscaldatore primario è installato in corrispondenza della camera di combustione in quanto è la zona dove si ha la maggiore temperatura dei gas superiore è l'altezza del camino peggiore è il tiraggio.
5002. In un generatore di vapore il surriscaldatore primario è in genere collocato in corrispondenza della parte alta della caldaia al di sopra del naso di caldaia è installato in corrispondenza della camera di combustione in quanto è la zona dove si ha la maggiore temperatura dei gas 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.
5003. In un generatore di vapore il vaporizzatore è disposto nella parte terminale inferiore del condotto dei fumi è installato in camera di combustione in quanto è la zona dove si ha la maggiore temperatura dei gas è realizzato solitamente mediante tubi tangenti presenta temperature di parete critiche dato il basso coefficiente di scambio termico convettivo lato interno.
5004. La rugiada acida nessuna di queste si verifica con i combustibili contenenti acido cloridrico costituisce un limite per la temperatura minima alla quale possono essere raffreddati i fumi si forma a seguito del raffreddamento del vapore evolvente nel ciclo a vapore.
5005. Le caldaie attualmente utilizzate negli impianti di produzione elettrica utilizzano l'irraggiamento diretto del calore dal focolare ai tubi d'acqua consentenedo elevate produzioni specifiche di vapore 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.
5006. In un generatore di vapore l'economizzatore è installato in camera di combustione è il primo componente della caldaia attraversato dal vapore è disposto nella parte terminale inferiore del condotto dei fumi ha la funzione di preriscaldare l'aria in ingresso in camera di combustione.
5201. Il rendimento del generatore di vapore.
5202. Il rendimento del generatore di vapore.
5203. 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 agli alti carichi la diminuzione del calore disperso è imputabile all'aumento della temperatura al camino la diminuzione del rendimento ai bassi carichi è principalmente imputabile all'aumento della temperatura al camino il massimo del rendimento si ottiene al 100% del carico nominale.
5204. Il rendimento del generatore di vapore.
5301. In un ciclo Hirn, la temperatura di fine surriscaldamento non può essere superiore alla temperatura critica del fluido dipende esclusivamente dalle caratteristiche fisico-meccaniche dei materiali per la costruzione dei diversi componenti svincola il valore della massima temperatura di ciclo dal valore della temperatura critica del fluido raggiunge valori di 600°C e oltre.
5302. Rispetto al ciclo Rankine, il ciclo Hirn permette di raggiungere stati di fine espansione a titolo inferiore prevede la presenza di un ulteriore scambiatore di calore chiamato risurriscaldatore aumenta il valore del rendimento termico di conversione in quanto diminuisce la temperatura media termodinamica la trasformazione isobara si compone di riscaldamento del liquido, vaporizzazione completa e surriscaldamento.
5303. Con riferimento al ciclo Rankine non è possibile andare oltre un certo valore del titolo di vapore con la trasformazione di espansione 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.
5304. Il ciclo Rankine a vapore saturo prevede una somministrazione del calore a pressione costante a partire dalle condizioni di liquido saturo fino a quelle di vapore surriscaldato nessuna di queste prevede una somministrazione del calore a pressione costante a partire dalle condizioni di liquido saturo fino a quelle di vapore saturo secco è il ciclo che trova più ampio riscontro pratico negli attuali gruppi a vapore.
5501. Quali di queste perdite possono essere trascurate negli impianti a vapore? perdite di carico perdite per rendimento non ideale delle turbine perdite termiche attraverso le pareti perdite allo scarico della turbina.
5502. Quali di queste irreversibilità non sono presenti negli impianti a vapore? perdite di carico nei componenti dell'impianto perdite di rendimento non ideale del compressore perdite termiche attraverso le pareti perdite allo scarico della turbina.
5601. 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 nessuna di queste accrescere l'area del ciclo funzionale consentendo l'espansione del vapore fino a una pressione molto inferiore a quella atmosferica recuperare, sotto forma di acqua di condensazione, il vapore impiegato in turbina.
5602. Il raffreddamento dell'acqua tramite torre di raffreddamento comporta minori costi di investimento rispetto alla refrigerazione a ciclo aperto 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 è di tipo a caldo.
5603. Il condensatore di un impianto a vapore opera ad una pressione dipendente dal corpo turbina tenderebbe ad operare ad una pressione progressivamente crescente in assenza di sistemi di estrazione degli incondensabili opera ad una pressione prossima a quella ambiente può essere unicamente di tipo a freddo.
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 non utilizza acqua come fluido di raffreddamento quando lo scopo è quello di ridurre la pressione allo scarico di una turbina 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 specifico di turbina e quindi di ridurre il vapore evolvente nell'impianto consente di produrre un maggior lavoro di turbina con una riduzione del titolo di vapore allo scarico rispetto ad un ciclo surriscaldato.
5801. In un impianto a vapore lo spillamento permette di incrementare la temperatura di surriscaldamento consente di ridurre la pressione di condensazione riduce la penalizzazione connessa con la fase di riscaldamento del liquido 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 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 è il rapporto tra la potenza meccanica neta 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 utile prodotta dalla turbina 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.
6001. Nel caso di ciclo Brayton ideale chiuso il rendimento non dipende dal calore specifico del gas 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 dipende dalla temperatura massima di ciclo.
6002. Nel caso di ciclo Brayton ideale chiuso le trasformazioni di scambio di calore con l'esterno sono adiabatiche le trasformazioni di scambio di calore con l'esterno sono isocore le trasformazioni di compressione ed espansione sono adiabatiche e reversibili le trasformazioni di compressione ed espansione sono adiabatiche.
6003. Quale di queste non è una caratteristica dei gruppi turbogas? basso valore peso/potenza elevate efficienze elettriche rapidi tempi di messa in servizio libertà di installazione.
6004. Quale di queste non è una caratteristica dei gruppi turbogas? rapidi tempi di messa in servizio basso valore peso/potenza ingombri di installazione ridotti basse temperature di esercizio.
6005. Nel caso di ciclo di Brayton reale aperto la perdita principale è legata all'assorbimento di potenza da parte dei principali organi ausiliari le trasformazioni di compressione ed esapansione sono considerate adiabatiche ma non reversibili si hanno perdite esterne per incompleta ossidazione del combustibile le perdite per incompleta combustione sono sensibili.
6201. Il un generico impianto turbogas, il rendimento organico 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 lorda prodotta dalla turbina e la potenza termica fornita al fluido di lavoro è il rapporto tra la potenza meccanica netta e la potenza termica in ingresso in camera di combustione nessuna di queste.
6301. Quale di questi vantaggi non sono conseguibili con un ciclo turbogas con ricombustione? migliore utilizzo dell'aria aspirata legandola al combustibile con un eccesso globale minore temperatura massima mantenuta a valori non eccessivi maggiore lavoro sviluppato dall'impianto temperature di scarico in turbina inferiori.
6302. La rigenerazione di un impianto turbogas determina un aumento del rendimento del ciclo grazie ad un aumento del lavoro di turbina consiste nell'inserimento tra combustore e turbina di uno scambiatore di calore che sia capace di prelevare calore dai gas di scarico della turbina consiste nel ridurre la temperatura di fine compressione determina un aumento del rendimento del ciclo lasciando inalterati il lavoro di turbina e compressore.
6303. Nel caso di post-combustione/ricombustione di un impianto turbogas il rendimento del ciclo aumenta peggiorano gli aspetti connessi con il raffreddamento del palettamento in turbina a parità delle altre condizioni operative l'aria aspirata rispetto al combustibile iniettato presenta un eccesso globale molto superiore il lavoro del compressore diminuisce.
6304. Nel caso di compressione interrefrigerata 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 si riduce il volume specifico del gas complessivamente evolvente nel compressore l'effetto benefico è minore quanto prima si effettua l'interreferigerazione.
6501. Nella variante più diffusa i cicli combinati sono costituiti da un ciclo topping a vapore che opera a temperature elevate e da un ciclo bottoming a gas presentano costi operativi elevati prevedono il miscelamento dei due fluidi di lavoro sono costituiti da un ciclo topping a gas che opera a temperature elevate e da un ciclo bottoming a vapore.
6601. Lo scambio termico tra il gas e il vapore è caratterizzato da differenze di temperature trascurabili da tre differenze di temperature significative da una disposizione in equicorrente degli scambiatori da due differenze di temperature significative.
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 massimo delta T nell'evaporazione 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.
6603. Il generatore di vapore a recupero è sede del trasferimento di calore tra i gas uscenti dalla turbina a gas e il fluido che percorre il ciclo Hirn consente di recuperare tuto il calore dei fumi scaricati dalla turbina a gas non prevede la presenza di banchi di tubi surriscaldatori consente il recupero del calore scaricato al condensatore.
6604. Il delta T di sottoraffreddamento è necessario per evitare il rischio di inizio di evaporazione nell'economizzatore determina una sensibile diminuzione del rendimento di ciclo è inferiore ai 5°C è la differenza tra la temperatura dei fumi in ingresso in caldaia e quella di surriscaldamento del vapore.
6605. 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 possibile surriscaldare il vapore a beneficio del rendimento del ciclo è possibile surriscaldare il vapore a discapito del rendimento del ciclo è preferibile evitare il preriscaldamento del liquido.
FP1. I motori a combustione interna Nessuna di queste Sono macchine idrauliche a circuito chiuso Sono macchine endotermiche dinamiche a circuito aperto Sono macchine endotermiche volumetriche a circuito chiuso.
FP2. Il ciclo ideale di un compressore volumetrico Nessuna di queste È caratterizzato da una fase di espansione fino al punto morto inferiore È costituito da una fase di mandata dal punto morto inferiore al punto morto superiore È costituito da due fasi: compressione isentropica ed espansione isentropica.
FP3. In un motore a combustione interna operante secondo ciclo Otto reale L’anticipo dell’apertura della valvola di aspirazione avviene circa 15° prima che il pistone abbia raggiunto il PMI L’anticipo all’accensione avviene tra i 10° e i 50° prima che il pistone abbia raggiunto il PMS L’anticipo dell’apertura della valvola di aspirazione avviene circa 50° prima che il pistone abbia raggiunto il Il ritardo della chiusura della valvola di aspirazione avviene a circa 15° dopo il PMI.
FP4. 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 2 m2 e la pressione allo scarico di 10 bar. Considerando che la sezione di uscita si trova ad una quota di 10m sopra la sezione di ingresso, a quanto equivale l’energia specifica trasferita dalla macchina al fluido? (dubbio tra 984,6 e 10) 984,6 J/KG 10 J/KG 87.4 J/KG 10m.
FP5. 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 ad accensione comandata trovano impiego nei settori dove l’elevata potenza specifica e leggerezza sono considerate fondamentali. I motori 2T trovano applicazione nella gamma di basse potenze come ciclo Diesel.
FP6. 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. Nessuna di queste Circuito aperto e portata di funzionamento pari a 0.55 m3/s Circuito chiuso e portata di funzionamento pari a 0.62 m3/s Circuito chiuso e portata di funzionamento pari a 0.55 m3/s.
FP7. Il ciclo Otto Si compone di 4 fasi che occupano circa mezzo giro di manovella nei motori 4T Non può essere realizzato in motori 2T Si compone delle fasi aspirazione, combustione isocora, espansione, scarico e compressione in questa successione Si caratterizza per una combustione isobara.
FP8. La regolazione tramite ricircolo della portata alla pompa Determina una portata elaborata superiore rispetto a quella richiesta dall’impianto Consente di variare la caratteristica interna È adatto per i grandi impianti È il metodo più semplice ed economico.
FP9. Il ciclo di lavoro ideale di un compressore volumetrico È caratterizzato da una fase di espansione fino al punto morto inferiore È costituito da una fase di mandata dal punto morto inferiore al punto morto superiore È costituito da due fasi: compressione isentropica ed espansione isentropica Nessuna di questa.
FP10. Quale di queste affermazioni è errata? In ciclo di funzionamento ideale di un motore a combustione interna operante secondo ciclo Otto considera l’effetto della propagazione del fronte di fiamma 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 la combustione isocora con un numero infinito di punti di innesco I motori ad accensione comandata trovano impiego nei settori dove l’elevata potenza specifica e leggerezza sono considerate fondamentali.
FP11. Quale di queste affermazioni è errata? 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 gli oggetti legati alla combustione incompleta Il ciclo di funzionamento reale di un motore a combustione interna operante secondo ciclo Otto considera la macchina reale.
FP12. Il monoblocco È solitamente in acciaio inossidabile per resistere alla corrosione È chiuso superiormente dalla coppa dell’olio che funge da serbatoio dell’olio Può montare canne pressate che possono essere sostituite una volta usurate È solitamente realizzato in alluminio visto il suo basso costo.
FP13. L’albero motore È realizzato in acciaio Assicura il movimento delle valvole Porta una camma per ogni valvola È realizzato in alluminio.
FP14. Quale di queste affermazioni è errata? In una pompa l’energia può fornita sotto forma di energia potenziale 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 imponendone il riflusso Le pompe volumetriche rotative non necessitano di valvole d’aspirazione e di mandata.
FP15. Una macchina idraulica è caratterizzata da una sezione di ingresso 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 2 m2 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 KW 4.5 KW 7 KW.
FP16. In una pompa volumetrica alternativa La pressione massima di esercizio è limitata a 80-100 bar Sono necessarie valvole di aspirazione e mandata Nessuna di queste La pressione di esercizio può superare i 300 bar.
FP17. I motori a combustione interna Nessuna di queste Si classificano in motori aspirati o sovralimentati in base al tipo di accensione Si distinguono in 2T e 4T in base al tipo di alimentazione Sono macchine volumetriche operanti a circuito chiuso.
FP18. Quale di queste affermazioni è errata? In ciclo di funzionamento ideale di un motore a combustione interna operante secondo ciclo Otto considera l’effetto della propagazione del fronte di fiamma 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 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.
FP19. Un condotto circolare presenta un allargamento della sezione da d1=0,02 m a d2=0,08 m. 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. 0,44 m/s 0,56 m/s 0,85 m/s 0,15 m/s.
FP20. In un motore a combustione interna operante secondo ciclo Otto ideale La fase di scarico forzata ha inizio prima che il pistone raggiunge il PMI La fase di compressione avviene durante la corsa del pistone dal PMS al PMI La fase di combustione avviene al termine della fase di aspirazione Le trasformazioni di compressione ed espansione sono non adiabatiche.
FP21. Quale di queste affermazioni è errata? In una pompa l’energia può fornita sotto forma di energia potenziale Le pompe a ingranaggio sono pompe volumetriche rotative Le pompe volumetrica rotative non sono adatte al pompaggio di miscele bifasiche liquido-gas Le pompe volumetriche rotative non necessitano di valvole d’aspirazione e di mandata.
FP22. 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: 215m3/h 22 m3/h 76 m3/h 238 m3/h.
FP23. 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 pari a 0.45m3/s Circuito chiuso e portata di funzionamento pari a 0.45m3/s Circuito aperto e portata di funzionamento pari a 0.40 m3/s Circuito chiuso e portata di funzionamento pari a 0.55m3/s.
FP24. 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? 3.05 m/s nessuna di queste 2.18 m/s 1.06m/s.
FP25. In un condotto a sezione circolare di diametro pari a 0,53m, 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? 1.39 m3/s e 5.6 m/s 1.39 m3/s e 6.3 m/s 1.25 m3/s e 9.3 m/s 5.6 m3/s e 1.39 m/s.
FP26. In un tubo rettilineo a sezione circolare di diametro pari 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? 0.20 m3/s e 200 kg/s 0.25 m3/s e 250 kg/s 0.15 m3/s e 1500 kg/s 0.18 m3/s e 210 kg/s.
FP27. In un generatore di vapore a recupero Lo scambio termico tra gas e vapore è caratterizzato da due differenze di temperature significative il delta T di sottoraffreddamento corrisponde alla differenza di temperatura tra i fumi in ingresso in caldaia e il vapore surriscaldato viene recuperato calore il calore scaricato dal condensatore di un impianto topping turbogas nessuna di queste.
FP28. la regolazione per variazione della corsa di aspirazione di un compressore viene effettuata inserendo una valvola di laminazione nel condotto di aspirazione nessuna di queste può essere effettuata mediante un posticipo della chiusura quando lo stantuffo sta scendendo verso il punto morto inferiore viene fatta installando una valvola di ricircolo tra la mandata e l’aspirazione.
FP29. L'eccesso d'aria in un processo di combustione: Varia tra il 5-15% per combustibili gassosi Varia tra il 10-30% per combustibili solidi Varia tra il 10-30% per combustibili gassosi Nessuna di queste.
FP30. Quale di queste affermazioni è errata? La turbina Francis si colloca in un range di salto geodetico intermedio tra le turbine Pelton e quelle assiali Le turbine assiali o ad elica non sono adatte per salti geodetici inferiore ai 100 m Le turbine assiali sono preferibili per bassi salti geodetici e alte portate In una turbina idraulica, a parità di salto geodetico all’aumentare della portata elaborata diminuisce il numero di giri specifico.
FP31. Quali di queste affermazioni è corretta? Le turbine Pelton poligetto presentano numeri di giri specifici inferiori a quelle monogetto Le turbine Francis veloci presentano valori del numero di giri specifico intorno a 0.1-0.5 Le turbine Kaplan presentano valori del numero di giri specifico anche superiore a 4 Le turbine Francis veloci sono preferibili per salti geodetici e basse portate.
FP32. Quale di queste affermazioni è corretta? 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 In un generatore di vapore a recupero è possibile surriscaldare il vapore a beneficio del rendimento del ciclo il generatore di vapore a recupero presenta una disposizione degli scambiatori in equicorrente il generatore di vapore a recupero consente di recuperare tutto il calore dei fumi scaricati dalla turbina a gas.
FP33. Quale di queste affermazioni è corretta? I motori aspirati l’alimentazione dell’aria avviene ad una pressione superiore a quella atmosferica Motori diesel trovano applicazioni in quei settori nei quali il costo di esercizio non è importante I motori ad accensione comandata trovano impiego nei settori dove l’elevata potenza specifica e leggerezza sono considerate fondamentali Nei motori 2T il ciclo di funzionamento avviene con due giri di manovella.
FP34. La regolazione per variazione del volume morto in un compressore nessuna di queste viene effettuata variando il volume residuo quando lo stantuffo giunge al PMI viene effettuata variando il volume residuo quando lo stantuffo giunge al PMS non determina una variazione della corsa utile di aspirazione.
FP35. Quale di queste regolazioni non viene usata per regolare la portata di un compressore volumetrico? Nessuna di queste regolazione per variazione del volume morto regolazione a tutto o niente regolazione per variazione della corsa di aspirazione.
FP36. Il numero di giri specifico di un compressore è definito come.
FP37. Quale di queste affermazioni è corretta? in una pompa centrifuga la regolazione della portata tramite regolazione del numero dei giri della pompa determina una variazione delle caratteristica interna secondo la legge di affinità 1 2 3.
FP38. In una condotta a sezione circolare di diametro pari a 0,42 m, transita una portata in massa di aria di 1,8 kg/s (densità dell’aria di 1,29 kg/m3). Quanto valgono la portata volumetrica e la velocità media del fluido? 1,39 m3/s e 10,1 m/s 1,39 m3/s e 5,6 m/s 5,6 m3/s e 1,39 m/s 1,39 m3/s e 9,3 m/s.
FP39. Un condotto circolare presenta un restringimento della sezione da d1=0.12m a d2=0.07m. Il condotto è percorso da acqua in regime di moto stazionario. Sapendo che la velocità dell'acqua nella sezione di ingresso A1 è 4m/s determinare la velocità nella sezione A2: 11.8 m/s A A A.
FP40. una condotta a sezione circolare di diametro pari a 0,53m, 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: 1.39m3/s e 6.3 m/s A A A.
FP41. Quali di questi non è un componente di un motore a combustione interna L’albero a camme Le valvole Il cambio Il monoblocco.
FP42. 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 A A A.
FP43. 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 A A A.
FP44. 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? 68.5 m/s A A A.
FP45. Il rendimento politropico di compressione risulta funzione del solo numero di giri specifico A A A.
FP46. Con riferimento ad un motore 2T: durante il primo tempo il pistone chiude le luci di lavaggio e la differenza di pressione richiama la carica fresca nel basamento A A A.
FP47. Quale di queste affermazioni è corretta? Gli impianti idroelettrici convertono l’energia potenziale gravitazionale del fluido in energia meccanica A A A.
FP48. In una turbina Francis: la pressione varia dall’ ingresso all’ uscita della girante A A A.
FP49. Secondo il principio di conservazione della massa se il fluido è incomprimibile la portata volumetrica è costante se il fluido è comprimibile la portata volumetrica è costante il flusso netto di massa che attraversa la superficie di controllo è pari a zero nessuna di queste.
FP50. Confrontando i compressori con le pompe è possibile affermare che: sono entrambe macchina operatrici ma i compressori elaborano fluidi comprimibili A A A.
FP51. Quale affermazione è errata? Il lavoro meccanico esercitato sul sistema dal fluido all’interno di un volume di controllo risulta essere nullo A A A.
FP52. Quale di queste affermazioni è errata? In una macchina idraulica il rendimento idraulico è definito come il rapporto tra il lavoro prodotto e il lavoro utile A A A.
FP53. Macchine a combustione interna, ciclo Otto: si classificano in motori aspirati sovralimentati in base al tipo di accensione nessuna di queste sono macchine volumetriche operanti a circuito chiuso si distinguono in 2T e 4T in base al tipo di alimentazione.
FP54. Quale di queste affermazioni è errata? Per una data pompa centrifuga i punti di funzionamento in condizione di similitudine fluidodinamica sono caratterizzati dalla costanza di ψ e φ 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) La curva caratteristica in termini dei parametri adimensionali ψ e φ è valida per famiglie pompe geometricamente simili Prendendo in considerazione due pompe operanti in condizioni di similitudine fluidodinamica, se la velocità di rotazione triplica la prevalenza aumenta di sei volte.
FP55. La prevalenza di una pompa centrifuga Nessuna di queste È data dalla somma dell’altezza geodetica e dall’altezza piezometrica È pari al lavoro speso dalla pompa È solitamente pari all’altezza piezometrica (X).
FP56. Quale di queste affermazioni è errata? I turbocompressori sono macchine operatrici termiche 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 I compressori centrifughi consentono di elaborare portate superiori rispetto ai compressori assiali.
FP57. Un compressore a singolo effetto ruota alla velocità di 50 giri/s, presenta una portata di 2 kg/s, un coefficiente di riempimento di 0,9 e aspira ad una temperatura di 30° a pressione di 3 bar (costante R = 287 j/kg*k). Quanto vale la cilindrata del compressore? (DUBBIA) 18,55 dm3 37,03 dm3 8,45 dm3 12,89 dm3.
FP58. Un compressore volumetrico alternativo a singolo effetto presenta una cilindrata di 20 dm3, un coefficiente di riempimento di 0.9, un rapporto di compressione di 5.5 ed aspira aria alla pressione di 2 bar. Assumendo l’aria come un gas ideale (k=1.4) quanto vale il lavoro isoentropico del ciclo nel caso ideale? 5608.6 J 5790.1 J 6480.8 J 7907.0 J.
FP59. Un compressore volumetrico alternativo a singolo effetto presenta una cilindrata di 12 dm3, un coefficiente di riempimento di 0.92, un rapporto di compressione di 6 ed aspira aria alla pressione di 1.5 bar. Assumendo l’aria come un gas ideale (k=1.4) quanto vale il lavoro isoentropico del ciclo nel caso ideale? 3478.3 J 3124.7 J 3874.7 J 4532.5 J.
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