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Title of test: Progettazione dei sistemi energetici Description: Prof. Cioccolanti Luca Author: Girolamo Lanzarone Other tests from this author Creation Date: 12/06/2024 Category: Open University Number of questions: 294

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Lez.02.01 Il rendimento isoentropico di una trasformazione di compressione nessuna di queste valuta la compressione indipendentemente da ciò che l'ha preceduta è un indice della qualità della trasformazione è il rapporto tra il lavoro reale e il lavoro ideale. Lez.02.02 Nel caso di sistema aperto, flusso stazionario e macchina adiabatica, l'equazione generale dell'energia in forma termodinamica: si riduce a L=cv•ΔT, dove L è il lavoro scambiato con l'esterno, cv il calore specifico a volume costante e ΔT la variazione di temperatura i riduce a dL=dh, dove L è il lavoro scambiato con l'esterno e h è l'entalpia dL+dQ=du, dove L e Q sono il lavoro e il calore scambiati con l'esterno e u l'energia interna è pari a L=cp•(T1-T2) per una trasformazione di compressione, con L positivo. Lez.02.03 Il rendimento isoentropico di una trasformazione di compressione: valuta la compressione indipendentemente da ciò che l'ha preceduta nessuna di queste è il rapporto tra il lavoro ideale e il lavoro reale è un indice della qualità della trasformazione. Lez.02.04. Il rendimento politropico di una trasformazione di espansione: è pari al rapporto tra il lavoro reale e quello ideale nessuna di queste valuta i singoli stadi di espansione in base a ciò che li ha preceduti dipende dal rapporto di espansione. Lez.002.05 Il rendimento politropico di una trasformazione di compressione è sempre inferiore all'isentropico dipende dalla qualità della trasformazione attraverso gli indici k ed n della politropica dipende dal rapporto di compressione è pari al rapporto tra il lavoro reale e quello ideale. Lez.003.01 Il potere calorifico di un combustibile la quantità di calore che deve essere sottratta ai prodotti di combustione per riportarli alla temperatura dei reagenti prima della combustione è la quantità di calore necessaria per innalzare, o diminuire, la temperatura di un'unità di massa di combustibile di 1 K è uguale al minimo potere calorifico, superiore o inferiore, dei suoi componenti nessuna di queste. lez.003.02 L'eccesso di aria fornito in un processo di combustione consente di ridurre le perdite al camino è indispensabile per ovviare alle inevitabili dissimmetrie nella distribuzione dell'aria al bruciatore ed evitare incombusti non dipende dal tipo di combustibile impiegato è pari al 23%. lez.003.03. L'eccesso d'aria in un processo di combustione varia tra il 10-30% per i combustibili gassosi varia tra il 40-80% per combustibili solidi maggiore nel caso dei combustibili gassosi rispetto a quelli solidi per consentire l'intima miscelazione dei gas varia tra il 5-15% per combustibili solidi. Lez.004.01 Nel caso di ciclo Brayton ideale chiuso le trasformazioni di compressione ed espansione sono adiabatiche e reversibili e 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. Lez.004.02 Nel caso di ciclo Brayton ideale chiuso ll'aumentare della temperatura di fine compressione diminuisce la temperatura media di introduzione del calore il rendimento dipende dalla temperatura massima di ciclo il rendimento dipende unicamente dall'innalzamento di temperatura isentropico fornito dal compressore il rendimento non dipende dal calore specifico del gas. Lez.04.03 Nel caso di ciclo Brayton ideale chiuso il lavoro utile dipende unicamente dal rapporto di compressione e dalle caratteristiche del fluido è nullo per rapporti di compressione uguali ad 1. Lez.004.04 Il ciclo di riferimento ideale delle turbine a gas nessuna di queste presenta una trasformazione di riscaldamento a pressione costante è costituito, tra le altre, da una trasformazione di espansione isoterma è il cosiddetto ciclo di Hirn. Lez.005.01 Nel caso di ciclo di Brayton reale aperto a 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. Lez.005.02 Nel caso di ciclo Brayton ideale aperto il fluido di lavoro è acqua/vapore il calore specifico del gas è costante 'introduzione del calore avviene tramite una combustione esterna nessuna di queste. Lez.005.03 Nel caso di ciclo Brayton ideale aperto si raggiungono temperature inferiori a quelle del ciclo ideale chiuso l'impianto prevede l'impiego di scambiatori si utilizza aria come fluido di lavoro e la pressione inferiore del ciclo è pari a quella ambiente 'introduzione del calore avviene tramite una combustione esterna. Lez.005.04 Nel caso di ciclo di Brayton reale aperto e perdite termiche sono dell'ordine del 5-10% il rapporto di compressione ottimale per il rendimento ed il lavoro specifico coincidono per elevati valori di rendimenti delle turbomacchine le perdite per incompleta combustione sono trascurabili nelle turbine a gas operanti con elevato eccesso d'aria l rapporto di compressione ottimo per il rendimento aumenta per bassi valori dei rendimenti delle turbomacchine. Lez.06.01 I compressori maggiormente impiegati negli impianti turbogas sono compressori dinamici assiali con rapporto di compressione per stadio di 3-4 sono compressori dinamici centrifughi sono compressori dinamici assiali con lavori isentropici dell'ordine dei 20-25 kJ/kg sono compressori centrifughi capaci di elaborare grandi portate. Lez.06.02 I compressori impiegati negli impianti turbogas sono direttamente collegati all'alternatore indipendentemente dalla taglia hanno solitamente una velocità di rotazione di 3000 rpm presentano velocità di rotazione che variano dai 3000 ai 20000-30000 rpm indipendentemente dalla taglia presentano rendimenti fluidodinamici maggiori all'aumentare della velocità di rotazione. Lez.06.03 Le perdite interne in un compressore sono legate allo sviluppo dello strato limite sui bordi esterni del compressore sono principalmente legate al trafilamento del fluido tra la parte rotante e quella fissa nel caso di pale con sviluppo radiale elevato sono dovute agli attriti meccanici sono dovute alle perdite di calore. Lez.06.4 La velocità di rotazione ottimale di un compressore è proporzionale al salto entalpico molto difficile da conseguire per una macchina pluristadio in quanto dovrebbe contemporaneamente aumentare il salto entalpico per stadio molto difficile da conseguire per una macchina pluristadio in quanto diminuisce la portata volumetrica durante la compressione è inversamente proporziale alla portata volumetrica. Lez.06.05 Tra le principali cause di perdite esterne in un compressore vi sono le perdite legate ai moti vorticosi del fluido in direzione radiale le perdite legate allo sviluppo dello strato limite sui bordi esterni del compressore le perdite di massa indicativamente inferiori all'1% le perdite organiche indicativamente superiori al 3%. Lez.06.06 Quale di queste affermazioni è corretta? I compressori impiegati negli impianti turbogas hanno velocità di rotazione dell'ordine dei 60000-80000 rpm I compressori impiegati negli impianti turbogas presentano rendimenti fluidodinamici maggiori all'aumentare della velocità di rotazione compressori maggiormente impiegati negli impianti turbogas presentano rapporto di compressione per stadio di circa 3-4 Le perdite esterne di un compressore sono dovute agli attriti meccanici, alle perdite di calore e di massa verso l'esterno. Lez.007. 01 Quale di queste affermazioni è errata? La temperatura massima del fluido in uscita dalla camera di combustione di un impianto turbogas è dell'ordine dei 1400°C a combustione in un impianto turbogas avviene con rapporti di aria/combustibile circa stechiometrici Il combustore di una turbina a gas di tipo monotubolare sebbene caratterizzato da notevole semplicità presenta perdite di carico elevate Il combustore di una turbina a gas prevede generalmente una zona primaria, una zona secondaria e una zona terminale di diluizione. Lez.007.02 Considerando la camera di combustione di un impianto turbogas a temperatura che il fluido deve avere all'uscita della camera di combustione è limitata a 2400°C il rapporto aria/combustibile deve risultare pari allo stechiometrico il rapporto aria/aria stechiometrica è dell'ordine di 4-5 a temperatura che il fluido deve avere all'uscita della camera di combustione è limitata superiormente dai limiti di resistenza delle pale della turbina. Lez.007.03 Considerando un combustore di turbina a gas nella zona primaria affluisce una portata di aria inferiore a quella stechiometrica ella zona primaria affluisce una portata di aria necessaria per la completa ossidazione del combustibile nella zona secondaria si aggiunge una portata di aria per abbassare la temperatura dei gas combusti nella zona secondaria si aggiunge portata di aria per la completa ossidazione del combustibile. Lez.007.04 Tra le tipologie di camere di combustione di turbina a gas il combustore tubolare necessita di un condotto di adduzione dei gas caldi in turbina e comporta elevate perdite di carico il combustore tubolare necessita di un condotto di adduzione dei gas caldi in turbina ma offre basse perdite di carico l combustore multitubolare si ottiene disponendo in serie di più combustori tubolari l combustore anulare comporta elevate perdite di carico. Lez.007.05 Quali di queste caratteristiche non è possibile conseguire progettando un combustore di turbina a gas? limitate emissioni di inquinanti allo scarico ampio campo di funzionamento stabile (pressione, temperatura, velocità e rapporto aria/combustibile) impiego di combustibili quali carbone e oli pesanti basse perdite di carico. Lez.007.06 Tra le sostanze dannose per la turbina a gas l vanadio provoca problemi di intasamento ai sistemi di adduzione del combustibile i metalli alcalini presenti possono formare HCl che è altamente corrosivo per le palettature metalli alcalini danno problemi di intasamento ai sistemi di adduzione del combustibile e ceneri tendono ad aderire nelle palettature a più alta temperatura. Lez.008.01 Quali di questi metodi di raffreddamento viene impiegato per punti particolarmente sollecitati? raffreddamento a film raffreddamento convettivo raffreddamento per impingement raffreddamento per traspirazione. Lez.008.03 Con il termine TIT si intende la temperatura che si ottiene dal miscelamento dei gas provenienti dal combustore la temperatura che si ottiene miscelando il gas proveniente dal combustore con tutti i flussi di raffreddamento delle pale della turbina nessuna di queste a temperatura media dei gas combusti uscenti dalla camera di combustione quando investono la prima schiera statorica. Lez.008.02 Il raffreddamento convettivo della palettatura di una turbina consiste nel creare un getto di raffreddamento ad alta velocità che colpisce violentemente la pala calda nessuna di queste prevede di creare un film sottile di fluido a bassa temperaura che agisce come una barriera termica tra i gas caldi e la parete metallica utilizza aria proveniente dal compressore che viene fatta fluire attraverso canali opportunamente sagomati e poi miscelata ai gas combusti. Lez.008.04 Rispetto al compressore, in una turbina e perdite secondarie e di profilo sono maggiori i carichi aerodinamici sono inferiori e dell'ordine dei 300-350 kJ/kg nessuna di queste i carichi aerodinamici sono maggiori e dell'ordine dei 300-350 kJ/kg. Lez.008.05 Quale di queste difficoltà di ordine meccanico non è propria dei materiali ceramici? mancanza di comportamento plastic bassa resistenza all'abrasione scarsa resistenza fragilità. Lez.10.01 Analizzando l'incidenza dei parametri più significativi sulle prestazioni di un impianto turbogas si ha che un aumento della massima temperatura sopportabile dal materiale (Tbmax) della palettatura ha un'incidenza importante sul rendimento ma trascurabile sul lavoro un aumento della TIT ha buona influenza sul lavoro specifico ma comporta una lieve diminuzione del rendimento un aumento della TIT ha buona influenza sul lavoro specifico e sul rendimento le perdite di carico all'aspirazione e allo scarico hanno effetti trascurabili sul rendimento. Lez.11.01 La variazione della portata aspirata in un impianto turbogas può scendere fino al 30% permette di adeguare la potenza prodotta dall'impianto ma penalizza sensibilmente il rendimento non è possibile è possibile grazie all'orientamento dei palettamenti VIGV. Lez.11.02 L'analisi entropica di un ciclo termodinamico permette di capire quali sono i possibili margini di miglioramento del ciclo permette di analizzare il rendimento dello stesso in funzione delle perdite causate dalla produzione entropica nei processi reversibili che si verificano all'interno del ciclo si basa quasi esclusivamente sulle perdite di primo principio fornisce indicazioni sul rendimento del ciclo. Lez.11.03 Nel caso di un impianto turbogas operante secondo ciclo aperto, le perdite allo scarico ono trascurabili possono essere ridotte diminuendo la temperatura dei gas di scarico attraverso rapporti di compressione più elevati possono essere ridotte diminuendo la temperatura dei gas di scarico attraverso rapporti di compressione più bassi non possono essere recuperate e/o ridotte. Lez.11.04 Nel caso di un impianto turbogas operante secondo ciclo aperto, la perdita legata alla combustione è irrilevante è nulla essendo la combustione interna al fluido di lavoro può essere diminuita riducendo la temperatura dei gas di scarico dalla turbina può essere diminuita aumentando la temperatura media di combustione. Lez.11.05 Le turbine a gas possono variare la loro potenza mantenendo il rendimento pari a quello di design possono variare la loro potenza con prestazioni ai carichi parziali migliori rispetto a quelle dei gruppi a vapore possono variare la loro potenza mantenendo il rendimento vicino a quello di design possono lavorare solamente a potenza nominale. Lez.11.06 In un impianto turbogas, al fine di contenere il degrado del rendimento nelle condizioni di off design si agisce sulla portata di combustibile e contemporaneamente su quella di aria aspirata nessuna di queste si può agire unicamente sul lavoro specifico si agisce esclusivamente sulla portata di combustibile. Lez.11.07 La portata massica dell'aria aspirata dal compressore aumenta all'aumentare della temperatura dell'aria dipende dall'area di passaggio è costante dipende unicamente dalla velocità di rotazione dello stesso. Lez.11.08 In un compressore, la variazione dell'area di passaggio è possibile grazie all'orientamento di palettamenti detti IGV non determina variazioni della pressione massima di ciclo può avvenire in maniera illimitata nessuna di queste. Lez.11.09 In un impianto turbogas, diminuendo la pressione di mandata del compressore aumenta il lavoro utile dell'impianto la temperatura allo scarico della turbina aumenta per T3 costante il rapporto di compressione rimane invariato si può operare secondo un'unica strategia di regolazione. Lez.11.10 In un impianto turbogas, la regolazione della portata: comporta una penalizzazione del funzionamento del compressore ma non della turbina non comporta variazioni delle condizioni di funzionamento non comporta una penalizzazione del funzionamento di turbina e compressore normalmente preferita a quella della temperatura massima di ciclo. Lez.11.11 Gli impianti turbogas non possono operare secondo un sistema bialbero on comporta variazioni delle condizioni di funzionamento possono variare la loro velocità di rotazione in ogni intervallo possono svincolarsi alla velocità di rotazione dell'alternatore mediante un sistema a più alberi. Lez.12.01 La diminuzione della portata massica all'aspirazione di un compressore determina una pari diminuzione della potenza un aumento del consumo di combustibile una sensibile perdita di rendimento di ciclo un aumento di pressione in ingresso in turbina. Lez.12.02 La variazione della pressione ambiente determina una variazione della portata massica e una proporzionale riduzione della potenza di ciclo una variazione del rapporto calore/lavoro una variazione della portata volumetrica aspirata dall'impianto turbogas una variazione della portata massica e una proporzionale riduzione del rendimento. Lez.12.03 Il raffreddamento dell'aria aspirata può avvenire in maniera conveniente tramite frigorifero a compressione di vapore nessuna di queste tramite umidificazione evaporativa dell'aria ottenuta spruzzando acqua a monte del combustore tramite compressione interrefrigerata. Lez.12.04 Un aumento della temperatura ambiente determina un avvicinamento della temperatura media di compressione a quella media di espansione una diminuzione del lavoro specifico ma un aumento del rendimento in quanto diminuisce il calore introdotto un aumento della portata massica aspirata un aumento del rapporto di compressione. Lez.12.05 In un impianto turbogas, la variazione della temperatura ambiente determina una variazione della portata massica determina una variazione della portata volumetrica ha una ridotta influenza sulle prestazioni dell'impianto determina una variazione di rendimento d'impianto ma non della potenza prodotta. Lez.12.06 Le turbine a gas presentano una pressione all'imbocco del compressore maggiore della pressione ambiente una pressione all'imbocco del compressore inferiore alla pressione ambiente a causa dei filtri e delle canalizzazioni d'aria una pressione allo scarico minore della pressione ambiente a causa di condotti allo scarico, camino, silenziatori una portata massica di aria aspirata al compressore costante. Lez.12.07 In un impianto turbogas, le perdite allo scarico determinano una variazione del lavoro di espansione determinano variazioni di potenza ma non di rendimento determinano variazioni di rendimento trascurabili determinano una sensibile variazione della pressione in ingresso in turbina. Lez.12.08 In un impianto turbogas, le perdite all'aspirazione determinano una variazione del lavoro di compressione consentono di ridurre il lavoro di compressione sono considerate effetto utile determinano una diminuzione della densità dell'aria aspirata. Lez.12.09 Quale di queste affermazioni è errata? In un impianto turbogas, un aumento della temperatura ambiente determina un avvicinamento della temperatura media di compressione a quella media di espansione In un impianto turbogas, un aumento della temperatura ambiente determina una diminuzione del lavoro specifico ma un aumento del rendimento in quanto diminuisce il calore introdotto In un impianto turbogas un aumento della temperatura ambiente determina una riduzione del rapporto di compressione In un impianto turbogas, la portata massica varia in modo inversamente proporzionale con la temperatura. Lez.12.10 Quale di queste affermazioni è corretta? In un impianto turbogas, ad un aumento della temperatura ambiente corrisponde un aumento della portata massica aspirata In un impianto turbogas, la variazione della pressione ambiente determina una variazione della portata volumetrica aspirata In un impianto turbogas, un aumento della temperatura ambiente determina un aumento del rapporto di compressione In un impianto turbogas, la variazione della pressione ambiente determina una variazione della portata massica. Lez.12.11 Nel caso del fogging i ottengono incrementi di rendimento trascurabili i ottengono incrementi di potenza poco significativi l raffreddamento avviene tramite l'iniezione di acqua in opportune condizioni di pressione e temperatura l'iniezione di vapore avviene in corrispondenza del primo stadio. Lez.12.12 L'umidificazione evaporativa dell'aria in ingresso al compressore non produce effetto utile sul rendimento di un impianto turbogas si ottiene spruzzando acqua a monte del compressore si ottiene per mezzo di un frigorifero ad assorbimento permette di portare l'aria alla temperatura di bulbo secco. Lez.12.13 Qualora l'impianto turbogas regoli a temperatura di ingresso turbina costante nessuna di queste la perdita allo scarico non determina variazioni della temperatura dei gas scaricati la perdita di aspirazione comporta una riduzione della temperatura dei gas scaricati la perdita allo scarico comporta un aumento della temperatura dei gas scaricati. Lez.13.01 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. Lez.13.02 Rispetto alle turbine di derivazione aeronautica, quelle heavy duty risultano più costose caraterizzate da raporti di compressione maggiori caratterizzare da manutenzione più impegnativa più pesanti. Lez.13.03 Con la rigenerazione il rendimento del ciclo dipende maggiormente dal rapporto di compressione l'aumento di rendimento diminuisce con il rapporto di compressione l'aumento di rendimento cresce con il rapporto di compressione a parità di rapporto di compressione il lavoro specifico aumenta. Lez.14.01 Nel caso di compressione interrefrigerata l'effetto benefico è minore quanto prima si effettua l'interreferigerazione si riduce il volume specifico del gas complessivamente evolvente nel compressore per grandi gruppi turbogas sia il lavoro specifico che il rendimento variano sensibilmente rispetto al ciclo semplice a parità di rapporto di compressione lo scambiatore di calore è posto a valle del processo di compressione totale. Lez.15.01 Quale di questi vantaggi non sono conseguibili con un ciclo turbogas con ricombustione? temperature di scarico in turbina inferiori 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. Lez.15 .02Nel caso di post-combustione/ricombustione di un impianto turbogas il lavoro del compressore diminuisce peggiorano gli aspetti connessi con il raffreddamento del palettamento in turbina a parità delle altre condizioni operative il rendimento del ciclo aumenta l'aria aspirata rispetto al combustibile iniettato presenta un eccesso globale molto superiore. Lez.16.01 Una turbina a gas presenta un rapporto di espansione beta=12 e una temperatura di ingresso dei gas in turbina T3=1273 K. Assumendo k=1.4 e il rendimento isentropico di turbina di 0.9, quanto vale la temperatura reale di fine espansione T4r? 745 K 515K 690K 815K. Lez.16.02 Un compressore inserito in un impianto turbogas presenta un rapporto di compressione beta=12 e aspira aria alla temperatura ambiente T1=288 K. Assumendo k=1.4 e il rendimento adibatico di compressione di 0.85, quanto vale la temperatura reale di fine compressione T2r? 564 K 658 K 638 K 585 K. Lez.16.03 Una turbina a gas presenta un rapporto di espansione beta=12 e una temperatura di ingresso dei gas in turbina T3=1373 K. Assumendo k=1.4 e il rendimento adiabatico di espansione di 0.9, quanto vale la temperatura reale di fine espansione T4r? 745 K 815 K 515 K 675 K. Lez.16.04 Un compressore di un impianto turbogas opera tra la temperatura ambiente di 288.15 K e la temperatura di fine compressione reale di 300°C. Considerando che il compressore elabora una portata di aria pari a 55 kg/s a quanto ammonta il lavoro specifico di compressione (si assuma un valore del calore specifico di 1.050 kJ/kgK)? 345 kJ/kg 299 J/kg nessuna di queste 270 J/kg. Lez.16.05 Una turbina a gas presenta un rapporto di espansione beta=12, una temperatura di ingresso dei gas in turbina T3=1373 K e una temperatura di fine espansione di 760 K. Assumendo k=1.4, quanto vale il rendimento isentropico di turbina? 0.88 0.84 0.86 0.90. Lez.16.06 Un combustibile gassoso presenta un potere calorifico inferiore di 9.5 kWh/Nmc. Quanto valore il suo potere calorifico in kJ/Nmc? 570 kJ/Nmc 9.5 kJ/Nmc 34200 kJ/Nmc nessuna di queste. Lez.16.07 Un impianto turbogas presenta una potenza complessiva di 50 MW. Considerando un rendimento complessivo dell'impianto del 42% e un potere calorifico del combustibile di 42000kJ/kgK a quanto ammonta il consumo di combustibile in kg/h? 4285,7 kg/h 2,83 kg/h 1800 kg/h 10204 kg/h. Lez.17.01 Con riferimento al diagramma T-s dell'acqua la curva limite superiore separa il liquido dalla miscela bifasica il tratto alla sinistra del punto critico k prende il nome di curva limite superiore la curva limite inferiore separa il liquido dalla miscela bifasica nessuna di queste. Lez.17.02 Con riferimento al diagramma T-s dell'acqua, il titolo di una miscela bifasica è costante lungo l'isobara è pari al rapporto tra la massa di liquido e quella totale di una miscela è costante in corrispondenza della curva limite inferiore è pari a uno in corrispondenza della curva limite inferiore. Lez.17.03 Si chiama vapore surriscaldato nessuna di queste il vapore che si trova a pressione più bassa di un vapore saturo avente la stessa temperatura il vapore che si trova a pressione più alta di un vapore saturo avente la stessa temperatura il vapore che si trova ad una temperatura più elevata della temperatura critica. Lez.18.01 Con riferimento al ciclo Rankine si fa riferimento solamente ad impianti che utilizzano acqua come fluido di lavoro la trasformazione di espansione ha luogo nel campo del vapore surriscaldato con un titolo finale di espansione inferiore a 1 non è possibile andare oltre un certo valore del titolo di vapore con la trasformazione di espansione la trasformazione di espansione interessa una zona del vapore saturo umido a titolo non inferiore al 70%. Lez.18.2 ll 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 saturo secco prevede una somministrazione del calore a pressione costante a partire dalle condizioni di liquido saturo fino a quelle di vapore surriscaldato. Lez.19.1 Negli impianti a vapore ipercritici non è possibile ricorrere alla tecnica del risurriscaldamento i rendimenti globali sono del 60% circa le pressioni di vaporizzazione sono superiori alla pressione critica e quindi tra i 250-300 MPa ad attraversamento diretto del generatore di vapore, l'acqua rimane in fase unica e scompare quindi il corpo separatore. Lez.19.2 Rispetto al ciclo Rankine, il ciclo Hirn la trasformazione isobara si compone di riscaldamento del liquido, vaporizzazione completa e surriscaldamento prevede la presenza di un ulteriore scambiatore di calore chiamato risurriscaldatore permette di raggiungere stati di fine espansione a titolo inferiore aumenta il valore del rendimento termico di conversione in quanto diminuisce la temperatura media termodinamica. Lez.19.3 Il condensatore di un impianto a vapore può essere unicamente di tipo a freddo tenderebbe ad operare ad una pressione progressivamente crescente in assenza di sistemi di estrazione degli incondensabili opera ad una pressione dipendente dal corpo turbina opera ad una pressione prossima a quella ambiente. Lez.19.4 I cicli a vapore ipercritici presentano troppe criticità permettono di raggiungere rendimenti del ciclo del 60% circa Lavorano con pressione di vaporizzazione superiori alla pressione critica e quindi tra i 250-300 MPa Lavorano con pressione di vaporizzazione superiori alla pressione critica e quindi tra i 150-200 bar. Lez.19.5 In un ciclo Hirn, la temperatura di fine surriscaldamento raggiunge valori di 600°C e oltre 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 motore non può essere superiore alla temperatura critica del fluido. Lez.19.6 La pressione massima di un ciclo Hirn nessuna di queste ha prima influenza positiva, per poi diminuire, sul titolo del vapore a fine espansione può essere superiore ai 100 MPa ha prima influenza positiva, per poi diminuire, sul rendimento termico di conversione. Lez.19.7 In un ciclo Rankine a risurriscaldamento si raggiungono pressioni di caldaia inferiori a quelle di un ciclo Hirn semplice il titolo del vapore di fine espansione è inferiore rispetto a quello di un ciclo Hirn si ottengono rendimenti termici più elevati di un ciclo Hirn semplice vapore risurriscaldato in uscita dal generatore viene fatto espandere nel corpo di alta pressione in turbina. Lez.20.01 In un impianto a vapore rigenerativo viene sottratto del calore dal vapore che espande in turbina tutto il vapore in uscita dalla turbina di alta pressione viene inviato nello scambiatore rigenerativo a miscela nessuna di queste il rendimento termico è inferiore a quello di un ciclo Hirn semplice. Lez.20.02 In un impianto a vapore mediante la rigenerazione aumenta il lavoro utile di turbina un'opportuna massa di vapore viene spillata in fase di espansione in turbina per preriscaldare il liquido prima del suo ingresso nel generatore di vapore un'opportuna massa di vapore viene spillata in fase di espansione in turbina per preriscaldare il liquido prima del suo ingresso nel vaporizzatore si riduce il rendimento termico del ciclo. Lez.21.01 In un impianto a vapore lo scambiatore a miscela ha il compito di separare il liquido dal vapore all'interno del generatore di vapore la rugiada acida si forma a seguito del raffreddamento del vapore evolvente nel ciclo a vapore l'attemperatore ha la funzione di controllare il valore della temperatura in ingresso in turbina nessuna di queste. Lez.21.02 In un degassatore l vapore entra dal basso e si miscela con l'acqua di alimento che entra dall'alto gas liberati vengono espulsi attraverso un'apposita valvola dal basso il vapore entra dall'alto e scende nei vari piattelli sottostanti l'acqua entra dall'alto per gravità e viene miscelata con vapore saturo. Lez.21.03 In uno scambiatore a superficie di un impianto a vapore, il Drain Cooler Approach è la differenza di temperatura tra il liquido in uscita dall'economizzatore e la temperatura di vaporizzazione la differenza di temperatura tra l'uscita del fluido spillato e l'ingresso dell'acqua di alimento nessuna di queste la differenza di temperatura tra la temperatura di vaporizzazione e la temperatura di uscita dell'acqua di alimento. Lez.21.04 Con riferimento ad un impianto a vapore quale di queste affermazioni è corretta? il drain cooler approach di uno scambiatore a miscela è la differenza di temperatura tra l'uscita del fluido spillato e l'ingresso dell'acqua di alimento La terminal temperature difference di uno scambiatore a superficie è la differenza di temperatura tra la temperatura di vaporizzazione e la temperatura di uscita dell'acqua di alimento La terminal temperature difference di uno scambiatore a superficie è la differenza di temperatura tra l'uscita del fluido spillato e l'ingresso dell'acqua di alimento l drain cooler approach di uno scambiatore a superficie è la differenza di temperatura tra il liquido in uscita dall'economizzatore e la temperatura di vaporizzazione. Lez.21.05 La rugiada acida si verifica con i combustibili contenenti acido cloridrico non si forma qualora la temperatura dei fumi si trovi a temperatura superiore a quella di rugiada si forma a seguito del raffreddamento del vapore evolvente nel ciclo a vapore si verifica anche qualora la temperatura delle pareti con cui i fumi entrano in contatto sono inferiori a un valore stabilito detto temperatura di rugiada. Lez.21.06 L'attemperatore è un miscelatore che ha la funzione di controllare il valore della temperatura in ingresso in turbina viene solitamente disposto prima dello scambiatore di surriscaldamento allo scopo di controllare la temperatura massima di ciclo riceve liquido dal condensatore allo scopo di innalzarne la sua temperatura è uno scambiatore a superficie che ha la funzione di controllare il valore della temperatura in ingresso in turbina. Lez.21.07 In un impianto a vapore lo scambiatore a miscela ha il compito di riscaldare il liquido fino alla temperatura di vaporizzazione ha anche la funzione di degassatore nessuna di queste separa il liquido dal vapore all'interno del generatore di vapore. Lez.21.08 In uno scambiatore a superficie di un impianto a vapore, la Terminal Temperature Difference è la massima differenza di temperatura tra i fumi e il vapore surriscaldato a differenza di temperatura tra l'uscita del fluido spillato e l'ingresso dell'acqua di alimento la differenza di temperatura tra i fumi la temperatura di vaporizzazione la differenza di temperatura tra la temperatura di vaporizzazione e la temperatura di uscita dell'acqua di alimento. Lez.22.01 La caldaia di un impianto a vapore presenta un consumo di combustibile di 2.5 kg/s (LHV= 40'000 kJ/kg). Considerando che 32 kg/s subiscono un incremento di entalpia di 2750 kJ/kg, quanto vale il rendimento della caldaia? 0.84 0.88 0.86 0.9. Lez.23.01 Le caldaie a vapore a tubi di fumo sono comunemente utilizzate negli impianti moderni per la produzione di energia elettrica hanno potenzialità dell'ordine delle 10-20 t/h presentano dei banchi surriscaldatori disposti in direzione inclinata od orizzontale consentono di raggiungere pressioni anche di centinaia di bar. Lez.23.02 Le caldaie a vapore in base al modo di installazione si distinguono in fisse, semifisse e mobili tubi d'acqua e tubi di fumo fisse e mobili tiraggio naturale e forzato. Lez.24.01 In un generatore di vapore il vaporizzatore è disposto nella parte terminale inferiore del condotto dei fumi è realizzato solitamente mediante tubi tangenti presenta temperature di parete critiche dato il basso coefficiente di scambio termico convettivo lato interno è installato in camera di combustione in quanto è la zona dove si ha la maggiore temperatura dei gas. Lez.24.02 In un generatore di vapore l'economizzatore ha la funzione di preriscaldare l'aria in ingresso in camera di combustione è installato in camera di combustione è disposto nella parte terminale inferiore del condotto dei fumi è il primo componente della caldaia attraversato dal vapore. Lez.24.04 La capacità termica di una camera di combustione risulta essere di 100-150 kW/m3 per un generatore di vapore a gas naturale è inversamente proporzionale alla temperatura di combustione aumenta all'aumentare della dimensione della caldaia è direttamente proporzionale al tempo di combustione. Lez.24.05 In un generatore di vapore il surriscaldatore 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 primario è in genere collocato in corrispondenza della parte alta della caldaia al di sopra del naso di caldaia è costituito da fasci di tubi collegati all'estremità da appositi collettori. Lez.25.01 Ai fini del tiraggio naturale superiore è l'altezza del camino peggiore è il tiraggio nessuna di queste superiore è la temperatura dei gas peggiore è il tiraggio l'altezza del camino non ha incidenza. Lez.25.02 L'impiego di caldaie ad attraversamento forzato comporta tubi vaporizzatori più pesanti richiede l'adozione di tubi vaporizzatori di maggiori dimensioni ha lo svantaggio di richiedere un complesso circuito di avviamento permette di ridurre le perdite di carico tra l'ingresso dell'economizzatore e l'uscita del surriscaldatore finale. Lez.25.03 Nelle caldaie a vapore ad attraversamento forzato il circuito di avviamento impone il funzionamento del generatore ad una pressione inferiore di quella nominale agevola il primo avviamento senza intervenire nei successivi riavviamenti provvede a mantenere il valore minimo di portata all'interno della caldaia non è indispensabile. Lez.25.04 All'interno dei tubi vaporizzatori di un generatore di vapore tutto il fluido viene vaporizzato si evidenziano quattro regimi di moto principali nessuna di queste 'ebollizione anulare è causa delle massime temperature di parete. Lez.25.05 All'aumentare del carico termico di un generatore di vapore aumenta il valore della temperatura di combustione diminuisce il grado di schermatura della camera di combustione aumenta l'ingombro dello stesso varia il tempo di permanenza in camera di combustione. Lez.25.06 Nelle caldaie a vapore a tubi d'acqua è possibile raggiungere pressioni del vapore superiori rispetto a quelle a tubi di fumo il cambiamento di fase del fluido avviene esternamente ai tubi il cambiamento di fase che avviene all'interno dei tubi ostacola la circolazione del fluido nessuna di queste. Lez.25.07 Nei moderni impianti per la produzione di energia elettrica i surriscaldatori sono i componenti termicamente meno sollecitati la trasmissione di calore in caldaia avviene unicamente per convezione la camera di combustione della caldaia a vapore è completamente schermata da tubi lo scambio termico nei surriscaldatori avviene principalmente per irraggiamento. Lez.25.08 Le caldaie a vapore possono essere classificate in funzione della disposizione relativa dei fluidi in caldaia in caldaie a tubi di fumo e a tubi d'acqua in funzione dell'altezza in funzione della pressione del vapore prodotto in caldaie a tiraggio naturale e forzato in funzione della temperatura del vapore prodotto. Lez.25.09 Le caldaie a circolazione combinata sono derivate dalla fusione del sistema di circolazione forzata con quello naturale consentono di ovviare agli inconvenienti derivanti dal circuito di avviamento delle caldaie a circolazione forzata sono derivate dalla fusione del sistema di circolazione controllata con quello naturale richiedono il vincolo di una portata minima pari al 33% della portata nominale. Lez.25.10 Nelle caldaie a circolazione forzata l fluido percorre una sola volta il circuito vaporizzatore in condizioni normali di funzionamento si raggiungono elevati rapporti di circolazione la zona di vaporizzazione avviene sempre in corrispondenza di una determinata sezione di caldaia è prevista l'installazione del corpo cilindrico nella parte inferiore della caldaia. Lez.25.11 Ai fini del tiraggio naturale superiore è la temperatura dei gas peggiore è il tiraggio è determinante l'altezza del camino che però presenta limiti costruttivi la pressione alla base del camino deve essere la maggiore possibile per consentire la fuoriuscita dei gas superiore è l'altezza del camino peggiore è il tiraggio. Lez.25.12 Nelle caldaie a circolazione controllata la circolazione si mantiene grazie alla diminuzione del peso specifico dell'acqua a seguito del suo riscaldamento si possono raggiungere senza rischi rapporti di circolazione unitari la pressione viene mantenuta al di sotto di un certo valore è possibile operare ad elevate pressioni. Lez.25.13 Il corpo cilindrico ha la funzione di separare il vapore dall'acqua prima dell'invio in turbina è costituito da un grosso collettore di forma cilindrica disposto nella parte inferiore della caldaia è dotato di dispositivi che assicurano la produzione di vapore surriscaldato è costituito da un grosso collettore di forma cilindrica. Lez.25.14 Nel caso di caldaie a circolazione naturale la circolazione si mantiene grazie alla diminuzione del peso specifico dell'acqua a seguito del suo raffreddamento non è presente il corpo cilindrico a circolazione si mantiene grazie alla diminuzione del peso specifico dell'acqua a seguito del suo riscaldamento la singola particella d'acqua compie un unico giro tra il corpo cilindrico e i tubi vaporizzatori prima di essere vaporizzata. Lez.25.15 l punto critico noto come DNB (Departure from Nucleated Boiling) è il punto in cui si passa dal regime di ebollizione a bolle a quello a tappi è il punto in corrispondenza del quale comincia l'ebollizione a bolle nessuno di questi è il punto in cui ci si allontana dall'ebollizione anulare. Lez.25.16 In corrispondenza del regime di ebollizione anulare i ottengono i massimi valori del coefficiente di scambio i raggiungono i massimi valori di temperatura di parete tutto il liquido è evaporato si raggiunge un titolo del vapore dell'80%. Lez.25.17 Nei tubi vaporizzatori si verifica ebollizione a bolle quando le bolle di vapore si aggregano per formare delle macro bolle ebollizione a nebbia quando tutta la corrente all'interno del tubo è vaporizzata tranne che in prossimità delle pareti ebollizione a bolle in prossimità dell'ingresso del tubo quando il fluido è ancora liquido il solo regime di ebollizione anulare. Lez.25.18 Il tiraggio artificiale è di tipo indotto quando la soffiante è posta a monte del generatore di vapore di tipo forzato quando la soffiante è posta alla base del camino di tipo forzato quando la camera di combustione viene pressurizzata per mezzo di ventilatori prementi preferibilmente di tipo forzato quando si opera con combustibili solidi. Lez.25.19 Nelle caldaie a circolazione forzata a zona di vaporizzazione avviene sempre in corrispondenza di una determinata sezione di caldaia nessuna di queste è prevista l'installazione del corpo cilindrico nella parte inferiore della caldaia si raggiungono elevati rapporti di circolazione. Lez.26.01 Quale di queste esigenze non è possibile soddisfare tramite un condensatore? recuperare, sotto forma di acqua di condensazione, il vapore impiegato in turbina costituire una riserva di acqua utile a fronteggiare brusche variazioni di portata nel ciclo termico accrescere l'area del ciclo funzionale consentendo l'espansione del vapore fino a una pressione molto inferiore a quella atmosferica nessuna di queste. Lez.26.02 Il condensatore è di tipo a caldo quando si intende recuperare potenza termica nessuna di queste quando non utilizza acqua come fluido di raffreddamento quando lo scopo è quello di ridurre la pressione allo scarico di una turbina. Lez.26.03 Il condensatore è caratterizzato da un elevato salto termico tra i due fluidi è caratterizzato da una superficie di scambio termico anche di migliaia di metri quadrati è caratterizzato da una superficie di scambio termico più contenuta possibile è collegato con la sua parte inferiore allo scarico della turbina. Lez.26.04 Il coefficiente di trasmissione di un condensatore è dell'ordine dei 400-500 W/m2K per condensatori ad acqua dipende principalmentre dal coefficiente di scambio termico convettivo lato acqua dipende principalmente dal coefficiente di scambio termico conduttivo dipende principalmente dal coefficiente di scambio termico convettivo lato vapore. Lez.27.01 Il raffreddamento dell'acqua tramite torre di raffreddamento è di tipo a caldo comporta minori costi di investimento rispetto alla refrigerazione a ciclo aperto presenta un rendimento termico maggiore rispetto alla refrigerazione in ciclo aperto si rende necessario quando non si dispone di un quantitativo sufficiente di acqua per la condensazione. Lez.27.02 Le torri a secco sfruttando le azioni combinate della cessione di calore per convezione acqua-aria e dell'evaporazione di una parte dell'acqua, che satura l'aria ambiente e si ricondensa sono costituite da scambiatori di calore ad aria con fasci tubieri alettati in cui circola l'acqua condensatrice da raffreddare presentano costi di capitali di norma inferiori rispetto a quelli di un sistema ad umido sono più efficienti delle torri ad umido. Lez.27.03 Nelle torri evaporative (o torri ad umido) il tiraggio è di tipo naturale il raffreddamento avviene principalmente per convezione dall'acqua all'aria il limite teorico di temperatura raggiungibile dall'acqua è quello dell'aria al bulbo umido l'aria umida è più pesante di quella secca e tende a fuoriuscire dal basso. Lez.28.01 In un impianto a vapore la regolazione per strozzamento permette di modulare la portata di vapore all'ingresso della turbina mantenendo pressione e temperatura costanti è meno vantaggiosa della regolazione per parzializzazione consiste nell'agire sulla chiusura di una o più valvole di ammissione al generatore di vapore consiste nell'agire sulla chiusura di una o più valvole di ammissione del vapore all'ingresso della turbina a vapore ad alta pressione. Lez.28.02 Quale di queste affermazioni è corretta In un impianto a vapore la regolazione avviene rapidamente In un impianto a vapore, nel caso di regolazione per strozzamento si mantiene invariata la pressione di ingresso turbina In un impianto a vapore, nel caso di regolazione per parzializzazione si agisce anche sul generatore di vapore n un impianto a vapore, nel caso di regolazione per parzializzazione si riduce la pressione massima del vapore. Lez.28.03 La regolazione della temperatura del vapore nei surriscaldatori nessuna di queste richiede di mantenere un rapporto il più possibile costante tra il calore ceduto ai surriscaldatori ad irraggiamento nella camera di combustione e quello ceduto ai surriscaldatori a convezione avviene solitamente per ricircolazione dei gas segue lo stesso andamento per tutti i banchi di tubi surriscaldatori. Lez.28.03 La regolazione della temperatura del vapore nei risurriscaldatori deteriora sensibilmente la resistenza dei primi palettamenti di turbina non può essere effettuata avviene solitamente per inclinazione dei bruciatori o ricircolazione dei gas avviene preferibilmente attraverso iniezione di acqua di desurriscaldamento. Lez.28.05 Nel caso di regolazione per strozzamento si fa laminare il fluido attraverso valvole non totalmente aperte prima dell'ingresso in turbina si mantiene invariata la pressione di ingresso turbina si riduce l'entalpia di ingresso turbina si varia la temperatura di ingresso in turbina. Lez.28.06 La regolazione di un impianto a vapore avviene secondo la sola modalità caldaia segue turbina secondo diverse strategie globali di regolazione piuttosto rapidamente ma comporta bassi rendimenti di esercizio per parzializzazione pura. Lez.28.07 La regolazione di tipo automatico prevede l'impiego di regolatori continui di tipo digitale comporta un costo di esercizio maggiore prevede solitamente l'impiego di regolatori continui permette di mantenere costante il valore di una grandezza ma non consente una sua variazione. Lez.28.08 Nel caso di regolazione per parzializzazione non si agisce sul generatore di vapore si riduce la pressione massima del vapore si miscela del vapore con acqua proveniente dall'economizzatore prima del loro ingresso in turbina si agisce sulle valvole di ammissione del vapore in ingresso turbina. Lez.28.09 La regolazione degli impianti a vapore non permette di regolare l'ammissione in turbina avviene solitamente agendo sui livelli di temperatura e pressione non è possibile è piuttosto complessa dovendo regolare generatore di vapore e turbina tra loro interconnessi. Lez.28.10 In un impianto a vapore tramite regolazione coordinata ed integrata si ottiene una buona regolazione del gruppo a vapore sebbene ai carichi parziali presenti prestazioni peggiori rispetto a gruppi turbogas è possibile regolare in maniera efficiente il gruppo a vapore sino al 20% del carico nominale è possibile comandare la portata di acqua e di combustibile ma non quella dell'aria comburente si ottengono modeste variazioni di carico ma in tempi molto brevi. Lez.28.11In un impianto a vapore nel caso di strategia di regolazione turbina segue caldaia non è possibile portare il fluido allo stato di vapore surriscaldato le valvole di ammissione in turbina seguiranno una legge di apertura che sarà condizionata dalla crescita di pressione nel generatore di vapore il generatore di vapore si adegua alle richieste della turbina fissate dal carico esterno si agisce sul combustibile e comburente così da mantenere il salto entalpico in turbina immutato. Lez.28.12 In un impianto a vapore nel caso di strategia di regolazione caldaia segue turbina i agisce sul combustibile e comburente così da mantenere il salto entalpico in turbina immutato la turbina si adegua alla richiesta del generatore di vapore le valvole di ammissione vengono comandate generalmente per strozzamento si agisce sul combustibile di modo da variare il salto entalpico in turbina. Lez.28.13 Nella regolazione per parzializzazione di un impianto a vapore si agisce sulla chiusura di una o più valvole di ammissione al generatore di vapore si agisce sulla chiusura di una o più valvole di ammissione del vapore all'ingresso della turbina a vapore ad alta pressione si fa laminare il fluido attraverso le valvole non totalmente aperte così da presentarsi prima della espansione ad ugual valore di entalpia ma pressione inferiore si agisce arrestando il funzionamento della turbina di bassa pressione. Lez.28.14 La regolazione di un impianto a vapore è possibile agendo preferibilmente sulle portate di acqua è possibile agendo preferibilmente sui livelli di pressione del vapore non è possibile è possibile agendo preferibilmente sui livelli di temperatura del vapore. Lez.28.15 La regolazione dei gruppi a vapore nessuna di queste comporta rendimenti inferiori rispetto a quelli dei turbogas può avvenire fino al 20% del carico nominale avviene rapidamente. Lez.29.01 Un impianto a vapore operante secondo ciclo Hirn presenta in ingresso turbina un vapore surriscaldato avente entalpia specifica di 3370 kJ/kg. In condizioni ideali il fluido in uscita dalla turbina si troverebbe ad una condizione entalpica di 2570 kJ/kg. Ipotizzando un rendimento adiabatico di espansione di 0.85 a quanto ammonta il lavoro specifico di turbina nel caso reale? 941.1 kJ/kg 800 kJ/kg 680.0 kJ/kg nessuna di queste. Lez.30.01 Nella variante più diffusa di cicli combinati la combustione è esterna al fluido di lavoro e consente di raggiungere elevate temperature l calore dei fumi viene recuperato a temperatura costante cedono calore all'ambiente a bassa temperatura come nei cicli chiusi a vapore i fluidi di lavoro vengono miscelati tra loro per raggiungere la massima efficienza termodinamica. Lez.30.02 Nella variante più diffusa i cicli combinati prevedono il miscelamento dei due fluidi di lavoro presentano costi operativi elevati sono costituiti da un ciclo topping a gas che opera a temperature elevate e da un ciclo bottoming a vapore ono costituiti da un ciclo topping a vapore che opera a temperature elevate e da un ciclo bottoming a gas. Lez.32.01 La presenza di tubi alettati all'evaporatore è possibile anche nelle caldaie a combustione garantisce enormi risparmi in termini di metri lineari di tubo utilizzato aumenta l'ingombro complessivo dello scambiatore non è possibile. Lez.32.02 Il generatore di vapore a recupero lconsente il recupero del calore scaricato al condensatore consente di recuperare tuto il calore dei fumi scaricati dalla turbina a gas è sede del trasferimento di calore tra i gas uscenti dalla turbina a gas e il fluido che percorre il ciclo Hirn non prevede la presenza di banchi di tubi surriscaldatori. Lez.32.03 Osservando il diagramma T-Q di scambio termico di una caldaia a recupero è possibile surriscaldare il vapore a discapito del rendimento del ciclo lo scambio di calore tra i due fluidi avviene in equicorrente preferibile evitare il preriscaldamento del liquido è possibile surriscaldare il vapore a beneficio del rendimento del ciclo. Lez.32.04 Lo scambio termico tra il gas e il vapore è caratterizzato da due differenze di temperature significative da tre differenze di temperature significative da una disposizione in equicorrente degli scambiatori da differenze di temperature trascurabili. Lez.32.06 Il delta T di sottoraffreddamento è la differenza tra la temperatura dei fumi in ingresso in caldaia e quella di surriscaldamento del vapore determina una sensibile diminuzione del rendimento di ciclo è necessario per evitare il rischio di inizio di evaporazione nell'economizzatore è inferiore ai 5°C. Lez.32.05. In una caldaia a recupero il delta T di pinch-point è a differenza tra la temperatura dei fumi in ingresso in caldaia e quella di surriscaldamento del vapore il massimo delta T nell'evaporazione la differenza tra la temperatura di evaporazione e quella dell'acqua all'uscita dell'economizzatore il minimo delta T nell'evaporazione cioè tra il gas uscente dai banchi evaporatori e la temperatura di evaporazione. Lez.32.07 Una caldaia a recupero nessuna di queste presenta caratteristiche costruttive e morfologiche simili ad una caldaia a combustione caratterizzata da uno scambio termico principalmente controllato dall'irraggiamento presenta zone con gas combusti a temperature non molto elevate. Lez.32.08 In una caldaia a recupero o scambio termico all'evaporatore avviene principalmente per irraggiamento si hanno zone con gas combusti ad elevate temperature il surriscaldatore è posto a contatto con i gas a più bassa temperatura l'evaporatore e l'economizzatore sono costituiti da tubi alettati che rendono la costruzione assai più compatta ed economica. Lez.33.01 Con riferimento al generatore a vapore a recupero di un ciclo combinato, quale di queste affermazioni è errata? Il delta T di pinch point è la minima differenza di temperatura tra i fumi e la temperatura di vaporizzazione I fumi in uscita dalla turbina a gas devono essere raffreddati prima del loro ingresso Al diminuire della sezione di caldaia le perdite di caricao per attraversamento aumentano Il costo del generatore di vapore aumenta con il diminuire del delta T di pinch point. Lez.33.02 Nelle caldaie a recupero la circolazione all'evaporatore solitamente di tipo forzata solitamente di tipo ad attraversamento forzato preferibilmente di tipo forzata nelle caldaie verticali non può essere di tipo naturale. Lez.33.03 l degasatore non è previsto nel caso di impianto a ciclo combinato ha la funzione di liberare i gas disciolti all'interno dell'evaporatore agisce come scambiatore rigenerativo in un ciclo a vapore consiste in un serbatoio a pressione inferiore a quella atmosferica. Lez.33.04 Quale di queste affermazioni è errata? l sistema di by-pass della caldaia a recupero permettere regolare la produzione di vapore l sistema di by-pass della caldaia a recupero ha la funzione di mantenere uniforme la distribuzione di temperatura e di velocità dei fumi nelle varie sezioni della caldaia l sistema di by-pass della caldaia a recupero è un sistema molto delicato e sede di perdite dei gas caldi per imperfetta tenuta l sistema di by-pass della caldaia a recupero permettere il funzionamento della turbina a gas in caso di non funzionamento della turbina a vapore. Lez.33.05 Il delta T di pinch point influenza coefficiente di scambio termico nei banchi di tubi del surriscaldatore l ricavo dalla vendita dell'energia elettrica prodotta che dimuisce al suo suo diminuire l costo addizionale dell'impianto che aumenta al suo diminuire l costo capitale dell'HRSG in quanto questo diminuisce al suo diminuire. Lez.33.06 I fumi in uscita dalla turbina a gas e diretti verso la caldaia a recupero possono essere direttamente deviati ad apposito camino tramite sistema di by-pass presentano velocità conformi a quelle della caldaia evono essere raffreddati prima del loro ingress presentano temperature dell'ordine dei 1000°C. Lez.33.07 Al diminuire della sezione trasversale in caldaia: aumentano le perdite di carico per attraversamento le quali dovrebbero risultare nell'ordine dei 3 kPa coefficiente convettivo dei fumi diminuisce non si hanno incidenze sulla potenza aumentano le perdite di carico per attraversamento che non dovrebbero superare i 2.5-3.5 Pa. Lez.33.08 Al diminuire del delta T di pinch point: diminuisce la potenza elettrica producibile dall'impianto a ciclo combinato aumenta il costo addizionale dell'impianto legato alla necessità di aumento delle dimensioni di alcuni componenti diminuisce il costo capitale dell'HRSG nessuna di queste. Lez.34.01 Considerando una caldaia a recupero a due livelli di pressione con risurriscaldatore a pressione del risurriscaldamento è solitamente pari alla pressione di bassa di generazione del vapore il banco di risurriscaldamento si trova dopo il surriscaldamento di alta pressione si preferisce alternare i ranghi di surriscaldamento ad alta pressione e di risurriscaldamento ad alta pressione è uno schema impiantistico largamente diffuso. Lez.34.02 Considerando una caldaia a recupero a tre livelli di pressione con risurriscaldatore è uno schema scarsamente diffuso in quanto consente delle prestazioni di poco superiori agli schemi a due livelli. la pressione a cui effettuare il risurriscaldamento coincide con la pressione di evaporazione minore il vapore proveniente dalla turbina di alta pressione viene miscelato con quello generato nella sezione intermedia e quindi risurriscaldato sino ai massimi valori consentiti è uno schema scarsamente diffuso per via dell'elevata complicazione impiantistica. Lez.35.01 Quale di queste affermazioni è errata? In un ciclo combinato il rendimento complessivo è fortemente influenzato dal rapporto di compressione della turbina a gas In un ciclo combinato, la pressione di evaporazione ottimale dipende dalla temperatura a cui vengono scaricati i gas dal turbogas In un ciclo combinato con recupero a più livelli di pressione devono essere ottimizzate tutte le pressioni di evaporazione In un ciclo combinato, la pressione di evaporazione ottimale può essere ricavata tramite metodo numerico. Lez.35.02 Considerando il piano lavoro utile-rendimento dei cicli combinati l'aumento della TIT non è più smorzato dall'aumento della temperatura dei gas di scarico grazie al recupero nel ciclo a vapore l lavoro specifico dimuisce al diminuire del rapporto di compressione della turbina a gas il rendimento è sensibilmente influenzato dal rapporto di compressione della turbina a gas il rapporto di compressione ottimale è intorno a 30. Lez.36.01 Quali vantaggi non possono essere conseguiti tramite un impianto combinato in configurazione single-shaft? sistemi di supervisione e controllo semplificato alternatori di più piccole dimensioni ridotte superfici occupate minori costi d'impianto. Lez.36.02 Le centrali a ciclo combinato richiedono un tempo di costruzione sensibilimente superiore a quello degli altri impianti di generazione presentano un fabbisogno di raffreddamento pari a circa la metà rispetto ai gruppi tradizionali di pari potenza presentano costi specifici di investimento superiori non possono essere soggette a regolazione della potenza erogata. Lez.36.03 Nel caso di ciclo combinato la regolazione mediante calettamento variabile va integrata con una regolazione della portata di combustibile in caldaia a regolazione con valvola di laminazione è quella maggiormente impiegata per via della sua semplicità a regolazione del numero di giri laddove applicabile rappresenta la miglior soluzione in quanto non dissipativa la regolazione mediante calettamento variabile consente di regolare la portata di aria fino al 20-30% della portata nominale. Lez.36.04 Quale di queste regolazioni non è possibile in un ciclo combinato? Regolazione del numero di giri Regolazione turbina segue caldaia Regolazione della portata d'aria aspirata al compressore mediante calettamento variabile Regolazione con valvola di laminazione. Lez.36.05 Rispetto agli altri impianti di generazione le centrali a ciclo combinato presentano presentano tempi di avviamento molto elevati a causa della centrale a vapore sottoposta presentano caratteristiche termodinamiche adequate solamente per taglie elevate presentano costi del kWh prodotto inferiori per minori costi di esercizio presentano costi specifici di investimento superiori. Lez.37.01 Quali di queste voci di costo non vengono conteggiate nel calcolo del costo industriale del kWh prodotto? esternalità derivanti dall'impatto ambientale dovuto alla costruzione e all'esercizio della centrale costi relativi alla gestione dell'impianto, quali spese del personale, materiali, risorse esterne... quota relativa all'ammortamento del capitale investito costo di acquisto del combustibile. Lez.37.02 Considerando le principali tipologie di centrali termoelettriche i gruppi turbogas richiedono tempi di avviamento da freddo inferiori all'ora nessuna di queste i gruppi a vapore richiedono tempi di avviamento da freddo di decine di minuti i gruppi combinati presentano tempi di avviamento a freddo superiori a quelli dei gruppi a vapore per via della coestistenza delle due tecnologie. Lez.37.03 I litantraci, combustibili solidi normalmente impiegati negli impianti termoelettrici presentano un potere calorifico dell'ordine dei 10000 kcal/kg un basso punto di fusione per far sì che tutto il carbone bruci un tenore di umidità inferiore al 4-5% un contenuto di carbonio tra il 50 e il 60%. Lez.39.01 Un ciclo a recupero post combusto comporta una temperatura dei fumi al camino superiore rispetto a quella di un ciclo combinato senza combustione è tale che il processo di combustione avviene all'incirca a metà caldaia dopo che i fumi hanno già ceduto parte del loro calore al vapore è chiamato unfired è possibile grazie al contenuto di ossigeno ancora elevato e dell'ordine del 15% nei gas di scarico. Lez.40.01 Quale di queste affermazioni è errata Nel sito di una centrale a vapore esistente è possibile trovare lo spazio per installare una turbina a gas vista la sua compattezza E' possibile ipotizzare un recupero termico dai gas combusti del turbogas, ai fini di migliorare il bilancio termico di una centrale esistente Un'aggiunta di potenza di una centrale esistente è possibile senza affrontare le difficoltà di reperimento di nuovi siti per realizzare le centrali elettriche La realizzazione della soluzione di repowering unfired richiede costi e tempi di realizzazione ridotti. Lez.40.02 Il repowering di una centrale a vapore esistente: richiede necessariamente il reperimento di un nuovo sito è possibile sebbene le dimensioni delle turbine a gas siano piuttosto critiche può avvenire secondo un unico schema impiantistico è reso possibile dalla compattezza caratteristica delle turbine a gas. Lez.40.03 Nel caso di repowering 'unfired': l'incremento di potenza è del 20-40% rispetto a quello del gruppo vapore esistente l'incremento di potenza è dell'ordine del 100% i tempi di realizzazione sono ridotti il mantenimento della turbina esistente implica delle scelte progettuali relative alle pressioni operative del ciclo a recupero e delle portate in gioco. Lez.40.04 In un ciclo combinato con post combustione: i gas scaricati dalla turbina a gas subiscono un ulteriore processo di combustione all'ingresso della caldaia a recupero i gas scaricati dalla turbina a gas subiscono un ulteriore processo di combustione a valle della caldaia a recupero i gas scaricati dalla turbina a gas subiscono un ulteriore processo di combustione prima del loro ingresso in turbina di bassa pressione la temperatura dei fumi al camino è maggiore rispetto a quella di un ciclo unfired. Lez.40.05 In un ciclo combinato la post-combustione: una combinazione delle precedenti aumenta il rendimento elettrico complessivo dell'impianto permette di aumentare la potenza della turbina a vapore peggiora il recupero termico dalla corrente gassosa originaria. Lez.40.06 Con il repowering si ottiene: potenza e rendimento superiori a quelli dell'impianto a vapore ripotenziato un rendimento sicuramente maggiore una potenza minore di quella dei due impianti separati nessuna di queste. Lez.40.07 Nel caso di repowering 'fully fired': l recupero termico è ridotto gas scaricati dal turbogas sono inviati direttamente al generatore di vapore in sostituzione dell'aria comburente on sono richiesti particolari accorgimenti al generatore di vapore si ottengono rendimenti d'impianto dell'ordine del 60%. Lez.40.08 Nel caso di repowering 'unfired' con preriscaldamento dell'acqua di alimento: si utilizza il calore dei gas scaricati dal turbogas per il riscaldamento della linea di alimento della caldaia il funzionamento del ciclo a vapore sottostante è legato a quello del ciclo a gas superiore si può ottenere un incremento di potenza del 50-60% si utilizza il calore dei gas scaricati dal turbogas per l'evaporazione del fluido nell'impianto a vapore. Lez.40.09 Quale di queste affermazioni è errata? Nel caso di repowering 'unfired' con preriscaldamento dell'acqua di alimento il mancato funzionamento del turbogas comprometterebbe il funzionamento del ciclo a vapore Nel caso di repowering 'unfired' con preriscaldamento dell'acqua di alimento si ha un notevole aumento della portata nella turbina a vapore, specie in bassa pressione Nel caso di repowering 'unfired' con preriscaldamento dell'acqua di alimento l'intervento richiede modifiche minime all'impianto Nel caso di repowering 'unfired' con preriscaldamento dell'acqua di alimento l'incremento di potenza è del 20-35%. Lez.40.10 Nel caso di repowering 'unfired' con produzione di vapore di media pressione: si utilizza il calore dei gas scaricati dal turbogas per il riscaldamento della linea di alimento della caldaia le linee di collegamento tra la caldaia a recupero e la centrale operano alla massima pressione di ciclo si utilizza il calore dei gas scaricati dal turbogas per generare vapore surriscaldato a media pressione richiede notevoli modifiche d'impianto. Lez.43.1 In un ciclo STIG è presente una drastica riduzione del calore sensibile dissipato dai gas di scarico le perdite di ciclo sono inferiori rispetto a quelle di un ciclo combinato sulla base di un analisi di secondo principio la perdita legata al miscelamento aria-vapore è comunque trascurabile presenta perdite exergetiche allo scarico trascurabili. Lez.43.2 Quale di questi non è un ciclo misto? IGCC Integrated Gasification Combined Cycle ISTIG Intercooled STeam Injection Gas Turbine STIG STeam Injection Gas Turbine RWI Recuperated Water Injection. Lez.43.3 Nei cicli misti è possibile coniugare l'elevato rendimento tipico dei cicli combinati con i ridotti costi specifici dei cicli aperti nessuna di queste è ancora presente il condensatore mentre viene eliminata la turbina a vapore gas e vapore sono fisicamente separati come nei cicli combinati. Lez.43.4 Il ciclo STIG prevede la presenza del condensatore ma non della turbina a vapore comporta un incremento della pressione in turbina prevede la generazione di vapore in camera di combustione della turbina a gas prima del suo ingresso nella turbina a vapore prevede una combustione esterna al fluido di lavoro in camera di combustione. Lez.43.5 Quale di queste affermazioni è errata? I cicli misti coniugano l'elevato rendimento tipico dei cicli combinati con i ridotti costi specifici dei cicli aperti Il un ciclo STIG le perdite exergetiche allo scarico non sono trascurabili nessuna di queste Il ciclo STIG è un tipo di ciclo misto in cui gas e vapore sono fisicamente separati. Lez.43.6 In un ciclo STIG il vapore viene generato in camera di combustione della turbina il gas e il vapore vengono miscelati prima dell'ingresso al compressore la perdita legata al miscelamento aria-vapore è comunque trascurabile la pressione di ingresso turbina aumenta. Lez.44.1 Nel ciclo HAT il saturatore ha l'obiettivo di saturare l'aria in ingresso al compressore viene miscelata acqua all'aria uscente dal compressore ad alta pressione, ottenendo un brusco abbassamento della temperatura di miscela aria-acqua sebbene si raggiungano elevati rendimenti di ciclo, l'impatto ambientale è superiore a quello del ciclo ICR il saturatore sostituisce il miscelatore del ciclo RWI con un processo termodinamicamente migliore. Lez.44.2 Quale di queste affermazioni è errata? I cicli misti possono raggiungere temperature massime del ciclo a gas più alte rispetto ai cicli combinati Il rendimento dei cicli combinati è generalmente più elevato di quello dei cicli misti eccezzion fatta di quello HAT Nei cicli misti i problemi connessi alla formazione di ossidi di azoto sono superiori rispetto a quelli nelle tradizionali turbogas Il lavoro specifico dei cicli misti è particolarmente elevato specie nei cicli HAT. Lez.45.1. I cicli ibridi sono impianti che integrano le tecnologie delle celle a combustibile ad alta temperatura con i cicli termodinamici a gas e/o vapore sono impianti che integrano le tecnologie delle celle a combustibile a bassa temperatura con i cicli termodinamici a gas e/o vapore si ottengono dalla combinazione di un ciclo turbogas e di un ciclo bottoming a vapore prevedono l'intima miscelazione del gas e del vapore contrariamente ai cicli combinati. Lez.45.02. L'applicazione dei cicli ibridi sarebbe in grado di garantire rendimenti di poco inferiori a quelli dei cicli combinati consente rendimenti elettrici superiori rispetto a quelli tipici della combustione nei cicli turbogas ma con perdite superiori sarebbe in grado di garantire rendimenti di circa il 70% una combinazione delle precedenti. Lez.45.03 Quale di questi vantaggi non può essere conseguito con una cella a combustibile pressurizzata? migliori prestazioni in termini di rendimento elevate dimensioni massime ammissibili migliori condizioni di scambio termico all'interno della fuel cell uso di turbocompressori per l'introduzione del gas all'interno della cella. Lez.46.01 I cicli ibridi possono impiegare celle a combustibile di tipo AFC celle a combustibile di tipo SOFC o MCFC celle PEFC a pressione atmosferica esclusivamente celle di tipo MCFC. Lez.46.2 I cicli ibridi non possono essere impiegati in configurazione cogenerativa in configurazione cogenerativa possono raggiungere rendimenti totali dell'80-85% presentano un rapporto energia elettrica/energia termica prodotte circa unitario presentano temperature dei gas di scarico di circa 300-400°C. Lez.47.1 Quale di questa affermazione è errata? Rispetto agli impianti a gas naturale gli impianti IGCC presentano un rendimento inferiore di 8-10 punti percentuali Rispetto agli impianti a gas naturale gli impianti IGCC presentano maggiori perdite termiche e di pressione nei vari componenti del sistema Rispetto agli impianti a gas naturale gli impianti IGCC presentano un maggiore impatto ambientale Rispetto agli impianti a gas naturale gli impianti IGCC presentano maggiori assorbimenti degli ausiliari di processo. Lez.47.2 Il gas di sintesi utilizzato in un impianto IGCC è principalmente costituito da metano e biossido di carbonio deve essere depurato prima del suo utilizzo nella turbina a gas deve essere bruciato in una camera di combustione esterna al fluido di lavoro presenta un potere calorifico all'incirca pari a quello del gas naturale. Lez.47.3 Negli impianti IGCC si riduce la pressione in turbina poiché il combustibile ha un potere calorifico inferiore a quello del gas naturale occorre verificare che il compressore non superi i margini di stallo dato l'aumento di portata in turbina la portata di combustibile rimane inalterata rispetto a quella dell'impianto combinato viene limitata la TIT a causa delle caratteristiche fisiche del syngas. Lez.47.4 Gli impianti IGCC possono utilizzare oltre al carbone anche altri combustibili a basso costo come il coke di petrolio, le biomasse e i rifiuti urbani sono ancora in via di sperimentazione presentano un rendimento superiore a quello degli impianti a ciclo combinato prevedono l'integrazione del processo di gassificazione con un impianto a ciclo ibrido. Lez.48.1 La tecnologia FBC prevede la presenza di un'unità di gassificazione si è sviluppata per contenere le emissioni dei generatori di vapore che utilizzano gas naturale è caratterizzata da una temperatura di combustione dell'ordine dei 1400°C una combinazione di queste. Lez.48.2 Le caldaie a letto fluido prevedono l'utilizzo di un sorbente per trattenere la produzione degli ossidi di zolfo possono operare esclusivamente a pressioni maggiori di quella atmosferica prevedono velocità del gas nel letto dell'ordine dei 20 m/s possono impiegare esclusivamente carbone e oli pesanti. Lez.48.3 Il PFBC può raggiungere temperature prossime a quelle di un classico combustore per turbogas richiede dimensioni di caldaia maggior viene mantenuto a temperatura del letto costante è un combustore adiabatico. Lez.48.4 Negli impianti con PFBC il ciclo a vapore non gode del calore di scarto dei gas scaricati dalla turbina a gas il rendimento non è dissimile a quello degli impianti a vapore le prestazioni del turbogas sono analoghe a quelle che si hanno con impianti a ciclo combinato il rendimento è leggermente superiore a quello degli impianti IGCC. Lez.48.5 Le turbine a gas impiegate negli impianti con PFBC necessitano anch'esse di raffreddamento interno nessuna delle precendenti producono una potenza dello stesso ordine delle turbine a vapore richiedono una costruzione più robusta dato il flusso di gas che le investe. Lez.48.6 Nel PFBC, la rimozione di calore dal letto fluido consente la desolforazione del sorbente determina una temperatura dei gas combusti dell'ordine degli 800-900°C consente di moderare la temperatura del letto una combinazione delle precedenti. Lez.49.1 L'indice elettrico di un gruppo cogenerativo è definito come il rapporto tra il lavoro prodotto e il calore prodotto dallo stesso consente di attribuire un valore diverso ad elettricità e calore prodotte dallo stesso permette di confrontare il consumo di combustibile del cogeneratore con il consumo del combustibile necessario per produrre la stessa energia elettrica e termica con la gestione separata è definito come il rapporto tra il lavoro prodotto dallo stesso e il calore entrante allo stesso. Lez.54.1 Le celle a combustibile possono impiegare acido fosforico come elettrolita impiegano unicamente idrogeno come combustibile si caratterizzano per un processo di combustione a bassa emissione di inquinanti operano a temperature massime dell'ordine dei 500°C. Lez.54.2 Quale di queste affermazioni è errata? Anche a livello di taglie medio-piccole le celle a combustibile presentano rendimenti elettrici elevati rispetto alle altre tecnologie di micro cogenerazione Le celle a combustibile si dicono operanti a media temperatura quando lavorano nell'intervallo tra i 500-600°C Le celle a combustibile si dicono operanti a bassa temperatura quando lavorano nell'intervallo tra i 25-100°C Le celle a combustibile che impiegano carbonato di litio e potassio sono note come celle MCFC. Lez.55.1 Quale di questi non è uno svantaggio della produzione dell'idrogeno da benzine? presenza di aromatici rese di idrogeno inferiori carenza di infrastrutture formazione di prodotti secondari. Lez.55.2 Nelle celle a combustibile: le modalità di funzionamento sono analoghe a quella delle macchine tradizionali si passa per la trasformazione dell'energia in calore e del calore in lavoro meccanico viene prodotto del combustibile da impiegare nelle altre macchine tradizionali l'energia chimica del combustibile viene direttamene trasformata in energia elettrica tramite reazioni elettrochimiche. Lez.55.3 Un vantaggio della produzione dell'idrogeno da metanolo è: presenza di infrastrutture di distribuzione una tecnologia di reformer già sviluppata per utilizzo a bordo la relativa semplicità di trasformazione a sua non tossicità. Lez.55.4 Le celle a combustibile si caratterizzano per: un processo di combustione a bassa emissione di inquinanti rendimenti elettrici elevati anche a livello di taglie medio-piccole ridotti costi di investimento larga diffusione commerciale. Lez.55.5 In una cella a combustibile: il combustibile lambisce il catodo è essenzialmente formata da un catodo ed un anodo, su cui avvengono rispettivamente le reazioni di riduzione e di ossidazione, e da un elettrolita è essenzialmente formata da un catodo ed un anodo, su cui avvengono rispettivamente le reazioni di ossidazione e di riduzione, e da un elettrolita la materia attiva viene rinnovata ad intermittenza. Lez.55.6 Le celle SOFC presentano le più alte densità di potenza tra le celle a combustibile presentano ridotti tempi di avviamento presentano un'efficienza elettrica dell'ordine del 50-60% operano a medio-bassa temperatura. Lez.55.7 Gli impianti con celle a combustibile sono costituiti da: due sezioni principali una sezione di trattamento del combustibile o fuel processor, una sezione di condizionamento ed una sezione elettrochimica che ha il compito di trasformare l'energia elettrica continua in alternata la sola sezione elettrochimica una sezione di trattamento del combustibile o fuel processor e da le successive sezioni elettrochimica e di condizionamento della potenza elettrica. Lez.55.8 In relazione ai fuel processors: le benzine permettono la più alta resa in idrogeno il metanolo richiede un'alta temperatura di reforming il gas naturale non presenta particolari problemi di accumulo il metanolo è piuttosto facile da riformare e accumulare. Lez.55.9 Uno svantaggio della produzione dell'idrogeno da gas naturale è: una tecnologia di accumulo non ancora sviluppata la necessità di un processo complesso di trasformazione la presenza di prodotti secondari nocivi la necessità di un'unità di desolforazione. Lez.55.10 La temperatura operativa di una cella a combustibile: legata alla differenza tra l'energia esotermica di reazione e l'energia elettrica prodotta è quasi sempre dell'ordine dei 500°C cresce continuamente non rende possibile l'impiego della cella per scopi cogenerativi. Lez.55.11 Le celle AFC presentano una densità di potenza dell'ordine dei 300-500 mW/cm2 nessuna di queste richiedono tempi di avviamento dell'ordine delle ore operano a medio-alta temperatura. Lez.55.12 In base all'elettrolita si possono avere celle a combustibile di tipo: ad elettroliti polimerici o MCFC ad elettroliti polimerici o AFC a ossidi solidi o SOFC a carbonati fusi o PAFC. Lez.55.13 In base alla temperatura operativa le celle a combustibile si classificano in: operanti a media temperatura (600-650°C) operanti ad altissima temperatura (1000 °C) operanti ad altissima temperatura (600-650 °C) operanti a bassa temperatura (160-220 °C). Lez.55.14 Le celle a combustibile possono: impiegare unicamente idrogeno come combustibile utilizzare comuni materiali per la realizzazione dei catalizzatori raggiungere una densità di potenza non superiore ai 500 mW/cm2 presentare un'efficienza elettrica di circa il 60%. Lez.56.01 In una microturbina il rigeneratore consente di raggiungere rendimenti elettrici dell'ordine del 35-40% lavora nelle migliori condizioni avendo temperature dell'aria e dei gas molto prossime tra loro non è presente dovendo ridurre la complessità impiantistica può essere di tipo a matrice rotante. Lez.56.02 In una microturbina la produzione di corrente alternata alla frequenza di 50 Hz avviene collegando direttamente il gruppo turbocompressore all'alternatore avviene per mezzo di un sistema di conversione statico della frequenza ad elevata compattezza ed elevata affidabilità avviene per mezzo di un sistema di conversione statico della frequenza ad elevata compattezza ma con elevate dissipazioni avviene interponendo un riduttore meccanico tra il gruppo turbocompressore e l'alternatore. Lez.56.03 Il turbocompressore di una microturbina ruota ad una velocità di rotazione corrispondente alla frequenza di rete riesce a raggiungere rapporti di compressione fino ad un massimo di 10 utilizza turbomacchine radiali nessuna di queste. Lez.56.04 Il turbocompressore di una microturbina riesce a raggiungere rapporti di compressione fino ad un massimo di 10 utilizza turbomacchine radiali pluristadio nessuna di queste ruota ad una velocità di rotazione corrispondente alla frequenza di rete. Lez.56.05 Le microturbine impiegano turbomacchine assiali riduzione in scala delle unità più grandi sono basi su cicli Brayton semplici sono sistemi di micro-cogenerazione quindi di potenza inferiore ai 50 kWe possono raggiungere efficienze globali dell'85%. Lez.56.06 In una microturbina il combustore differisce notevolmente dal combustore di una turbogas per via del minore ingrombro richiesto presenta ridotte emissioni di NOx una combinazione delle precedenti presenta temperature di fiamma maggiori rispetto al combustore di una turbogas essendo la camera più piccola. Lez.56.07 Quali di questi componenti non è un elemento essenziale di un sistema a microturbina? rigeneratore post combustore sistema di conversione della frequenza turbocompressore. Lez.57.01 Le microturbine attualmente disponibili in commercio presentano velocità di rotazione sempre superiori a 70000 giri/min hanno una potenza elettrica <= 100 kWe possono raggiungere una vita utile nell'intorno delle 80000 h possono raggiungere rendimenti elettrici fino al 38-40%. Lez.57.02 Con riferimento alla microturbina MTG 100PH può funzionare sia in priorità elettrica che termica presenta un rendimento elettrico dell'ordine del 20% presenta un rendimento totale dell'85% circa presenta un output termico di circa 100 kWt. Lez.58.01 Nella macchina di Stirling il rigeneratore consente di recuperare il calore di scarico dei fumi il processo di combustione avviene internamente al fluido di lavoro il displacer è anche detto pistone motore o di potenza è presente un pistone di trasferimento o displacer e uno motore. Lez.58.02 Il ciclo ideale di Stirling una combinazione di queste presenta rendimenti termodinamici prossimi a quelli del ciclo di Carnot consta di due trasformazioni isocore e due trasformazioni isoterme rigenerative consta di due trasformazioni isocore e due isobare. Lez.59.01 Quale di queste caratteristiche non è tipica della configurazione Stirling free piston? semplicità costruttiva moto relativo dei componenti più preciso rispetto ai motori Stirling cinematici maggiore efficienza rispetto ai motori Stirling cinematici riduzione del numero delle parti in movimento. Lez.59.02 Nella macchina di Stirling, quali di queste non sono cause di scostamento dal comportamento ideale? non isentropicità della trasformazione di compressione processo di combustione esterno al fluido di lavoro perdite meccaniche per la presenza di spazi morti perdite termodinamiche connesse con la distribuzione del fluido. Lez.59.03 Quali di questi non è un criterio di classificazione dei motori Stirling? tipo di fluido operante presenza o meno di valvole numero degli effetti accoppiamento degli stantuffi. Lez.60.01 Quali di questi non è un vantaggio tipico dei sistemi termofotovoltaici? semplicità di funzionamento impiego di sistemi con ridotte emissioni assenza di parti in movimento elevata efficienza di conversione. Lez.60.02 I sistemi termofotovoltaici in configurazione planare realizzano il miglior accoppiamento bruciatore-emettitore presentano efficienze di conversione di oltre il 25% presentano una densità di energia producibile simile a quella delle celle al silicio in configurazione cilindrica con emettitore esterno permettono una maggiore densità di potenza rispetto a quelli con emettitore interno. Lez.60.03 I sistemi termofotoelettrici raggiungono il massimo del loro rendimento se posti direttamente a contatto con la sorgente sfruttano la capacità di certi materiali semiconduttori di convertire l'energia termica irraggiata nell'infrarosso in energia elettrica presentano una densità di potenza inferiore a quella delle celle al silicio sfruttano l'energia irraggiata dal sole per la produzione di energia elettrica. Lez.61.01 I sistemi basati su effetto termoelettrico si caratterizzano per una ridotta vita utile presentano efficienze di conversione dell'ordine del 5% sono costituiti da supporti ceramici che sostengono termoelementi di tipo p ed n connessi elettricamente in parallelo funzionano unicamente per la produzione di energia elettrica. Lez.61.02. Quali di questi non è un vantaggio dei sistemi termoelettrici? bassi costi di manutenzione bassi costi funzionamento indipendente dalla posizione possono funzionare anche in condizioni severe. Lez.61.03 Un tipico sistema termoelettrico è costituito da termoelementi di tipo p ed n connessi elettricamente in serie e termicamente in parallelo da due supporti metallici per il passaggio di corrente da una singola coppia di termoelementi p ed n da termoelementi di tipo p ed n connessi elettricamente in parallelo e termicamente in serie. Lez.61.04 Quali di questi non è un vantaggio dei sistemi termoelettrici? elevata efficienza di conversione assenza di parti in movimento assenza di vibrazioni e rumori possono funzionare sia da pompa di calore che da frigorifero. Lez.63.01 Con riferimento alle macchine ad assorbimento quale di queste affermazioni è errata? Nelle macchine ammoniaca-acqua l'acqua funge da assorbente I gruppi ad assorbimento si dicono a fiamma diretta se l'energia è fornita bruciando direttamente del combustibile nel generatore Gli assorbitori acqua-bromuro di litio presentano un costo minore rispetto agli assorbitori ammoniaca-acqua I gruppi ad assorbimento si dicono a fiamma diretta se l'energia è fornita bruciando direttamente del combustibile nell'assorbitore. Lez.63.02 Con riferimento alle macchine ad assorbimento quale di queste affermazioni è corretta? Nelle macchine ad assorbimento, il generatore e il condensatore si trovano a più alta pressione Nelle macchine acqua-bromuro di litio è il bromuro di litio a fungere da refrigerante I gruppi ad assorbimento si dicono a fiamma diretta se l'energia è fornita bruciando direttamente del combustibile nell'assorbitore Le macchine ad assorbimento sono macchine frigorifere che sfruttano la solubilità e l’elevata affinità di due sostanze, di cui una refrigerante e l’altra il soluto. Lez.64.01. Nella modalità di funzionamento a 100% del carico: il motore primo opera in modo da recuperare tutto il termico prodotto il motore primo lavora alla massima potenza disponibile una combinazione delle precedenti tutta l'energia elettrica prodotta verrebbe autoconsumata. Lez.64.02. Nella modalità di funzionamento a 100% del carico con numero di motori ridotto: i motori primi operano in condizioni lontane dal carico nominale è necessario fare attenzione ad eccessive accensioni e spegnimenti del motore il motore primo lavora in condizioni di parzializzazione i motori primi operano in modo da recuperare tutto il termico prodotto. Lez.64.03. Nella modalità elettrico segue: non si ha recupero termico dal motore primo si ottengono le massime efficienze di gestione il motore primo lavora scambiando la massima potenza possibile con la rete il motore primo lavora alla potenza necessaria per coprire il fabbisogno elettrico ed eventualmente quello per la pompa di calore. Lez.64.04 Nella modalità termico segue: il motore primo lavora alla potenza necessaria per coprire il fabbisogno elettrico ed eventualmente quello per la pompa di calore il motore primo lavora mantenendo prossima a zero la potenza elettrica scambiata con la rete si ottengono efficienze di gestione scadenti il motore primo viene regolato in modo che il recupero termico segua il carico termico dell'utenza. Lez.64.05 Nella modalità frigorifero segue con motore primo e frigorifero ad assorbimento: non si ha recupero termico dal motore primo l motore primo viene regolato in modo che il recupero termico segua il carico termico da fornire al sistema ad assorbimento per produrre il fabbisogno frigorifero richiesto l motore primo lavora alla potenza necessaria per coprire il fabbisogno elettrico ed eventualmente quello per la pompa di calore il motore primo lavora senza scambiare potenza elettrica con la rete. Lez.64.06 La modalità di motore spento: non è possibile riduce sensibilmente la vita utile del motore non è mai conveniente può rivelarsi conveniente in alcune fasce orarie. Lez.64.07 La gestione di un impianto di trigenerazione: non dipende dalla tipologia di motore primo ma dalle condizioni del carico dipende da ragioni di ottimizzazione tecnico-economiche dipende esclusivamente dalla tipologia di motore primo determina costi di esercizio superiori. Lez.64.08 Considerate le possibili modalità di gestione di un impianto di trigenerazione: è preferibile che il motore primo lavori sempre al 100% del carico è preferibile massimizzare il recupero termico dal motore primo è preferibile che il motore venga spento un certo numero di ore giorno per allungare la sua vita utile è preferibile dimensionare il motore primo in base alla massima potenza richiesta. Lez.64.09 Nella modalità termico segue: il motore primo lavora alla massima potenza disponibile tutta l’energia elettrica prodotta viene autoconsumata il motore primo lavora senza scambiare potenza elettrica con la rete nessuna di queste. Lez.64.10 Nella modalità frigorifero segue con motore primo e frigorifero ad assorbimento: l’energia elettrica non coperta dal motore viene acquistata dalla rete il motore primo lavora mantenendo prossima a zero la potenza elettrica scambiata con la rete nessuna di queste il motore primo viene regolato in modo che il recupero termico segua il carico termico dell’utenza. Lez.64.11 La gestione di un impianto trigenerativo può avvenire secondo: la modalità di inseguimento del carico elettrico un funzionamento al 100% del carico soltanto nessuna di queste la modalità di inseguimento del carico elettrico e termico contemporaneamente. Lez.68.01 Un impianto di cogenerazione presenta un rendimento elettrico del 30% e termico del 55%. Nell'ipotesi che tutto il calore prodotto venga sfruttato dall'utenza e supponendo un rendimento elettrico di riferimento del 50% e termico di riferimento del 90% a quanto ammonta il PES? 15% 17,4% 16,6% 82,6%. Lez.72.01 In un sistema microturbina presenta una potenza elettrica di 35 kWe, un rendimento elettrico del 28% e un rendimento termico del 50%. A quanto ammonta la potenza termica in uscita? 70.5 kWt 62.5 kWt 54 kWt 65.5 kWt. Lez.72.02 Un motore a combustione interna presenta una potenza elettrica di 550 kWe, un rendimento elettrico del 37% e un rendimento termico del 44%. A quanto ammonta la potenza termica in uscita? 654 kWt 615 kWt 540 kWt 698 kWt. Lez.72.03 Un'utenza presenta un fabbisogno frigorifero annuale di 3153.6 MWh. Considerando un carico costante per 8760 ore/anno e un COP di 3, qual'è la taglia del motore primo necessario per erogare la corrispondente energia elettrica? 120 kWe 450 kWe 1150 kWe 180 kWe. Lez.72.04 Un'utenza presenta un fabbisogno termico annuale di 4660 MWh. Considerando un carico costante per 7800 ore/anno e un rendimento termico di caldaia di 0.9, quant'è il consumo di combustibile totale considerando un potere calorifico LHV= 9.5 kWh/Nmc? 259 Nmc 545029 Nmc 531032 Nmc 545 Nmc. Lez.72.05 Un cogeneratore della potenza di 500 kWe presenta un rendimento elettrico del 38% e termico del 45%. Ipotizzando che la domanda di energia termica sia costante e di 4718 MWh, quante ore dovrebbe funzionare il cogeneratore per soddisfare l'intera domanda di energia termica? circa 8760 h circa 6785 h circa 7520 h circa 7970 h. Lez.72.06 Un cogeneratore richiede una potenza di ingresso di 1600 kWt. Considerando che il cogeneratore presenta un rendimento totale dell'85% e termico del 45%, quante ore all'anno dovrebbe funzionare il cogeneratore per produrre 2800 MWh elettrici? 2059 h 1750 h4375 h 4375 h nessuna di queste. Lez.72.07 Un'utenza richiede 40 kWh elettrici e 80 kWh termici al giorno. Considerando che un motore a combustione della potenza elettrica di 5 kWe presenta un rendimento elettrico del 35% e termico del 40%, quante ore al giorno dovrebbe funzionare alla massima potenza per soddisfare la domanda di energia termica giornaliera? 14 h 12 h 8h 16 h. Lez.24.06 Osservando l'andamento del rendimento di un generatore di vapore in funzione del carico si osserva che 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 agli alti carichi la diminuzione del calore disperso è imputabile all'aumento della temperatura al camino agli alti carichi la diminuzione del calore disperso è fortemente incidente. Lez.24.07 Il carico termico di una camera di combustione è influenzato unicamente dal potere calorifico inferiore del combustibile è pari a 40-50 kW/mc essendo Tp il tempo di permanenza dei fumi, in camera di combustione, V il volume dei gas e 0 le condizioni normali Ct= essendo Tp il tempo di permanenza dei fumi, in camera di combustione, V il volume dei gas e O le condizioni normali. In un generatore di vapore, l’acqua è soggetta ad un salto entalpico complessivo di2500 kj/kg. Considerando una portata di acqua/vapore di 14 kg/s a quanto ammonta la potenza termica spesa se si ipotizza un rendimento del generatore di vapore di 0,9? 35,0MW 38888 kj/s 35,000 kj/s 38,888kW. Una turbina a gas presenta un rapporto di espansione beta=12, una temperatura di ingresso turbina T3=1373 K e una temperatura di fine espansione di 760 K. Assumendo epsilon=0.285, quanto vale il rendimento isentropico di turbina? 0,5 0,88 0,65 0,89. Un impianto turbogas presenta un lavoro specifico di espansione reale di 658 kj/kg. Considerando una temperatura di inizio espansione di 1373 K, una temperatura fine espansione ideale di 675 K a quanto ammonta il rendimento isentropico di turbina (si assuma cp medio di espansione di 1,128 kj/kgK). 0,7 0,83 0,9 0,8. 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? 50KW 44,1MW 60,1KW 45KW. Nel condensatore ad aria di un impianto a vapore l'aria è soggetta ad un aumento di temperatura pari a 25° mentre la portata di vapore di 15kg/kg subisce una variazione di entalpia pari a 1650kj/kg. Nell'ipotesi che tutta la potenza ceduta dal vapore assorbita dell'aria, a quanto ammonterebbe la portata di vapore? Si ipotizza il calore specifico dell'aria 1,004 kj/kgk. 986,055 kg/s 4,38 kg/s 3.3 kg/s 400 kg/s. Un impianto ciclo combinato presenta un rendimento complessivo del 53%.Considerando che il rendimento del ciclo turbogas è del 30% e che la potenza termica in camera di combustione nell’impianto turbogas è di 250 MW a quanto ammonta la potenza generata dal ciclo a vapore? 50MW 57,5MW 90MW 70MW. Un impianto a vapore rigenerativo spilla vapore a 20 bar con entalpia di circa 2950 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? 0,377 0,5 0,566 0,3. Un impianto turbogas interrefrigerato presenta un lavoro specifico totale di compressione di 276 kj/kg, un lavoro specifico di turbina di 658 kj/kg a fronte di un calore introdotto di 1058 kj/kg. A quanto ammonta il rendimento termodinamico? 0,361 0,5 0,4 0,7. Un’utenza presenta un fabbisogno termico annuale di 560 MWh. Considerando rendimento termico di caldaia di 0,9, è un consumo di combustibile totale pari a 73202 Nmc a quanto ammonterebbe il potere calorifico del combustibile in kWh/Nmc? 8,5kWh/Nmc 5,5kWh/Nmc 6,5kWh/Nmc 9,5kWh/Nmc. La turbina di un impianto a vapore elabora una portata di 50kg/s. Sapendo che l’entalpia all’ingresso è di 3450,4 kJ/kg, quella di uscita è di 2450,2 kJ/kg, a quanto ammonta la potenza erogata dalla turbina? 50.01MW 70.01MW 90.01MW 60.01MW. La turbina di un impianto a vapore elabora una portata di 50kg/s. Sapendo che l’entalpia all’ingresso è di 3450,4 kJ/kg, quella ideale di uscita è di 2450,2 kJ/kg e quella reale di uscita è di 2610.0 kJ/kg, a quanto ammonta il rendimento isentropico di turbina? 90% 84% 74% 85%. Un'utenza presenta un fabbisogno frigorifero annuale di 5500 MWh. Considerando un COP di 3.5, a quanto ammonterebbe il consumo di combustibile di un cogeneratore in grado di coprire il fabbisogno elettrico ad esso relativo? Si assuma un funzionamento del cogeneratore di 8000 ore/anno, un rendimento elettrico del 40% e un potere calorifico inferiore del combustibile di 40000 kJ/kgK. 0,012 kg/s 0,05 kg/s 1 kg/s 5kg/s. All’interno di una caldaia a vapore 25 kg/s di acqua pressurizzata entrano con un’entalpia di 150 kj/kg ed escono con un entalpia di 3300 kj/kg. Nell’ipotesi che siano consumati 2,5 kg/s di combustibile a quanto ammonta il potere calorifico del combustibile? 31500kj/kg 31700kj/kg 31900kj/kg 43700kj/kg. Un impianto turbogas interrefrigerato presenta un lavoro specifico totale dicompressione di 276 kj/kg, un lavoro specifico di turbina di 658 kj/kg a fronte di un calore introdotto di 1058 kj/kg. A quanto ammonta il rendimento termodinamico? 0,363 0,563 0,863 0,9. Nel condensatore ad acqua di un impianto a vapore l'acqua di raffreddamento è soggetta ad un aumento di temperatura pari a 10° mentre la portata di vapore di 15kg/s subisce una variazione di entalpia pari a 1800kj/kg. Nell'ipotesi che tutta la potenza ceduta dal vapore assorbita dell'acqua, a quanto ammonterebbe la portata di acqua di raffreddamento? 645 kg/s 400kg/s 300kg/s 100kg/s. Nel condensatore di un impianto a vapore, il fluido (acqua-vapore) entra con un entalpia di 2443kj/kg ed esce con un entalpia di 167,54kj/kg. L'acqua di raffreddamento subisce un incremento di 12°. Quanto vale il rapporto tra la portata dell'acqua di raffreddamento e il fluido acqua-vapore nell'ipotesi di efficienza unitaria dello scambiatore? 45,29 40 30 44. Nell’ipotesi che la Temperatura di fine compressione sia di 419 K (T2), quella di fine espansione di 650 K (T4) e l’efficienza del rigeneratore sia pari a 0,9 (σ) a quanto ammonta la Temperatura dei gas combusti (T6) in uscita del rigeneratore? 629.9K 660K 640K 800K. Si considera un impianto turbogas operante secondo il ciclo rigenerativo. Nell'ipotesi che la temperatura di compressione fine sia di 419K (T2)quella di espansione fine di 650K(T4) e l'efficienza del rigeneratore sia pari a 0.9 a quanto ammonta la temperatura dei gas combusti (T6) in uscita dal rigeneratore? 630K 900K 600K 300K. Un impianto a vapore operante secondo ciclo Hirn produce una potenza netta di 30 MW con un rendimento termodinamico del 30%. Sapendo che il rendimento del generatore di vapore è del 90% e che il potere calorifico inferiore del combustibile è di 40'000 kJ/kg, quanto vale il consumo di combustibile? 2.778kg/s nessuna di queste 3kg/s 5kg/s. Un impianto di turbogas presenta una temperatura reale dei gas in uscita della turbina di 580k.Considerando un rendimento isentropico di espansione di 0.85 e un rapporto di espansione di 15 a quanto ammonta la temperatura di ingresso in turbina? 233.40K 250K 600K 220K. Un'utenza presenta un fabbisogno frigorifero totale di 5160.6 MWh. Considerando un carico costante per 7200 ore/anno e un COP di 3, qual'è la taglia del motore primo necessario per erogare la corrispondente energia elettrica? 238.92kWe 240kWe 300kWe 600kWe. Un'utenza presenta un fabbisogno frigorigero annuale di 4420 MWh. Considerando un carico costante per 8760 ore/anno e un COP di 3, qual'è la taglia del motore primo necessario per erogare la corrispondente energia elettrica? Riportare tutti i passaggi necessari al calcolo. 168.19kWe 190.19kWe 268.19kWe 368.19kWe. Un cogeneratore richiede una potenza di ingresso di 1200 kWt. Considerando che il cogeneratore presenta un rendimento totale dell'85% e termico del 45%,quante ore all'anno dovrebbe funzionare il cogeneratore per produrre 2800 MWh elettrici? Riportare tutti i passaggi necessari al calcolo. 5833.33ore/anno 6000ore/anno 8000ore/anno 9000 ore/anno. Il compressore di un impianto turbogas aspira aria atmosferica alla temperatura ambiente di 15 C. Considerando un rapporto di compressione di 14 a quanto ammonta la temperatura ideale di fine compressione? Si assuma epsilon di compressione 0,273. 600k 592,26k 300k 200k. La caldaia di un impianto a vapore presenta un consumo di combustibile di 2,5kg/s (LHV= 10kWh/kg). Considerando che 32kg/s subiscono un incremento di entalpia di 2450kj/kg, quanto vale il rendimento della caldaia? 0,9 0,87 0,6 0,4. Quale di queste affermazioni è errata? Il lavoro utile di un ciclo a gas chiuso ideale dipende dalla temperatura massima del ciclo. Il rendimento di un ciclo a gas chiuso ideale dipende unicamente dall’innalzamento di temperatura isentropico fornito. Il lavoro utile di un ciclo a gas chiuso ideale si annulla quando la temperatura di fine compressione è pari a quella di…... Il rendimento di un ciclo a gas chiuso ideale dipende dalla temperatura massima del ciclo. Il ciclo ideale di Stirling una combinazione di queste consta di due trasformazioni isocore rigenerative e due trasformazioni isoterme è caratterizzato da un lavoro specifico inferiore rispetto a quello dell'equivalente ciclo di Carnot consta di due trasformazioni isocore e due isobare.

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