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MECCANICA, MACCHINE ED ENERGIA
769901673
VOLUME 2 - MODULO D
UNITÀ DIDATTICA D1
SOLUZIONI DELLE VERIFICHE DEI PREREQUISITI
1.
Il calcolo della pressione si esegue mediante l’equazione di stato dei gas perfetti
RT
297

268
N
p



71068

71
kPa

0
,
71
bar
2
v1
,
12
m
2.
rendimento; di Carnot.
3.
La formula specifica per il calcolo della variazione di entropia nel caso di una trasformazione isobara afferma che:
T
293
J
2

S

c
ln

1003
ln

52
,
71
p
T
278
kg
K
1
4.
c)
5.
Falso
6.
L’irreversibilità nei processi termodinamici consiste nell’impossibilità da parte del sistema a ritornare allo stato
iniziale spontaneamente; per fare ciò il sistema deve operare scambi di energia con l’esterno.
7.
a) d)
8.
isobara.
9.
a) compressione adiabatica; b) introduzione di calore isovolumica; c) espansione adiabatica; d) espulsione di calore
isovolumica.
10. bassa temperatura possibile.
SOLUZIONE DEL PROBLEMA INIZIALE
Il ciclo di Carnot proposto viene eseguito dal vapore acqueo allo stato surriscaldato. Il grafico sul diagramma (T,S) si
presenta in forma di rettangolo. Anche sul diagramma di Mollier il ciclo ha la forma grosso modo rettangolare dato che le
isoterme da 700 °C e da 210 °C hanno andamento quasi orizzontale. Le due trasformazioni adiabatiche sono segmenti
verticali. Sul diagramma di Mollier si individui dapprima il punto B come intersezione dell’isoterma t = 700 °C con
l’isobara p = 30 bar; questo punto si trova nella zona alta del diagramma. Da esso si ricava il punto iniziale A scendendo in
verticale fino ad incontrare l’isoterma t = 210 °C. Su questa isoterma si individua il punto finale D come intersezione con
l’isobara p = 0,18 bar. Da questo punto si sale in verticale fino a incontrare l’isoterma t = 700 °C: questo è il punto C.
Dopo aver individuato I quattro punti sul duagramma di Mollier si passa alla lettura dei rispettivi valori di entalpia h,
entropia ΔS e volume massico v. I valori sono riportati nella seguente tabella.
PUNTO h [kJ/kg] ΔS [kJ/(kg K)] v [m3/kg]
A
2900
7,75
1,6
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PAGINA
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MECCANICA, MACCHINE ED ENERGIA
769901673
B
3900
7,75
0,15
C
3930
9,08
2,5
D
2900
9,08
30
Applicando la formula che definisce l’entropia si ottengono i calori Q1 entrante e Q0 uscente. Si ricava dapprima dalla
tabella precedente il valore della variazione di entropia:
ΔS = 9,08 – 7,75 = 1,33 kJ/(kg K)
kJ
Q

T

S

973

1
,
33

135

1294
1
1
kg
kJ
Q

T

S

483

1
,
33

135

642
0
0
kg
Infine il rendimento:
T 483


1

1
 
50
%
0
T
1
973
SOLUZIONI DEI PROBLEMI DI RIEPILOGO
1.
Per la formula di Duprè si ha:
b
2011
Log
p

a


5
,
451


1
,
372
T
220

273
da cui
p = 101,372 = 23,5 bar
Dalla consultazione della tabella sul testo che riporta i valori numerici del vapore acqueo alle varie pressioni e
temperature, si trova che i valori più prossimi di pressione e di temperatura sono: p = 25 bar; t = 224 °C che
confermano il calcolo.
2.
Dalla consultazione della tabella sul testo che riporta i valori numerici del vapore acqueo alle varie pressioni e
temperature, si trovano i valori più prossimi, in difetto e in eccesso, a quello richiesto; essi sono: p = 60 bar; t =
276 °C e p = 70 bar; t = 286 °C. Per la formula di Duprè si ha:
2011
Log
66

5
,
451

273

t
da cui
2011
1
,
8195

5
,
451

273

t
Risolvendo rispetto alla temperatura si ha t = 280,8 °C.
3.
Il vapore acqueo in questione di tipo saturo umido ha la temperatura di vaporizzazione t = 116 °C, letta
consultando la tabella sul testo che riporta i valori numerici del vapore acqueo alle varie pressioni e temperature. Il
volume massico vale:
v = x vs = 0,16 × 1 = 0,16 m3/kg
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Ora si calcola l’entalpia:
h = x hs + (1- x) hl = 0,16 × 2701 + 0,84 × 487 = 841,24 kJ/kg
Infine l’entropia:
S = x Ss + (1- x) Sl = 0,16 × 7,17 + 0,84 × 1,48 = 2,39 kJ/(kg K)
4.
Il volume massico è pari al rapporto tra volume e massa:
v = V/m = 77,49/350 = 0,2214 m3/kg
Il titolo di vapore si ottiene ponendo a rapporto il volume massico del vapore saturo umido col volume massico del
vapore saturo secco che si ha alla pressione di 7 bar, estratto dalla della tabella sul testo che riporta i valori
numerici del vapore acqueo alle varie pressioni e temperature:
x = v/vs = 0,2214/0,27 = 0,82 = 82 %
Dalla medesima tabella si trovano, in funzione della pressione, i valori di entalpia del vapore saturo secco hs =
2764 kJ/kg e del liquido saturo hl = 697 kJ/kg. La loro differenza è pari al calore latente r = 2067 kJ/kg.
5.
Si assume il valore medio per la capacità termica massica dell’acqua cp = 4,186 kJ/(kg K). Il calore q di
riscaldamento dell’acqua è ottenuto come prodotto tra la capacità termica massica dell’acqua (si ragiona
inizialmente con una massa unitaria) e la differenza tra la temperatura finale (del liquido saturo) e quella iniziale:
kJ




q

c
t

t

4
,
186
243

53

795
,
34
2
1
kg
Dalla consultazione della tabella sul testo che riporta i valori numerici del vapore acqueo alle varie pressioni e
temperature, si leggono, in funzione della pressione, i valori di entalpia del vapore saturo secco hs = 2803 kJ/kg e
del liquido saturo hl = 1050 kJ/kg. La loro differenza è pari al calore latente r = 1753 kJ/kg.
Dal diagramma di Mollier si individua il punto 2 come intersezione dell’isoterma t = 480 °C con l’isobara p = 3,5
MPa: si legge il valore di entalpia h2 = 3408 kJ/kg.
Il calore di surriscaldamento è pari alla differenza tra l’entalpia h2 e l’entalpia del vapore saturo secco hs letto sulla
tabella precedentemente citata:
kJ
q

h

h

3408

2803

605
surr
4
s
kg
Infine il calore totale pari alla somma dell’entalpia di riscaldamento più l’entalpia di vaporizzazione più l’entalpia
di surriscaldamento, a sua volta moltiplicata per la massa m:




Q

m
q

r

q

100
795
,
34

1753

605

31530
kJ
tot
surr
6.
Partendo dai valori di entalpia forniti dal testo si calcola il calore latente r:
r = 2706 - 1450 = 1256 kJ/kg.
Dalla consultazione della tabella sul testo che riporta i valori numerici del vapore acqueo alle varie pressioni e
temperature, si legge in funzione della pressione il valore della temperatura t = 318 °C. Ora si calcola la variazione
di entropia applicando la definizione stessa di entropia:

Q
r 1256
kJ

S

 


2
,
1252
T
t

273
591
kg
K
Nella formula si è introdotto il segno meno per evidenziare il fatto che all’atto della condensazione il fluido cede il
suo calore latente, per cui ΔQ < 0, ovvero la variazione di calore avviene in forma di flusso uscente. Sempre dalla
tabella precedentemente citata si leggono i valori di entropia del vapore saturo secco e del liquido; la loro
differenza vale:
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ΔS = 3,43 - 5,55 = - 2,12 kJ/(kg K)
che conferma il calcolo precedentemente svolto.
7.
Dal diagramma di Mollier si leggono i seguenti valori:
h = 2300 kJ/kg
S = 7,25 kJ/(kg K)
t = 46 °C
Il calore latente r si ottiene sottraendo il valore dell’entalpia del liquido saturo hl = 191,8 kJ/kg dal valore
dell’entalpia del vapore saturo secco hs = 2585 kJ/kg, entrambi desunti dalla tabella sul testo che riporta i valori
numerici del vapore acqueo alle varie pressioni e temperature:
r = hs – hl = 2393,2 kJ/kg
Il calore totale Q da sottrarre alla massa per completare la condensazione è pari all’88% del calore latente, dato che
il restante 12% è già presente allo stato liquido; esso vale:
Q = r × x = 2393,2 × 0,88 = 2106 kJ/kg
8.
La trasformazione isentalpica fra i punti 1 e 2 prevede una variazione di entropia. I valori di entropia per i due
punti come pure i valori della temperatura e della pressione finale sono letti sul diagramma di Mollier:
S1 = 5,45 kJ/(kg K)
S2 = 7,7 kJ/(kg K)
t2 = 60 °C
p2 = 0,20 bar
9.
Richiamando la definizione di entalpia, si ha che il valore medio della capacità termica massica del vapore può
essere inteso come rapporto fra il salto di entalpia fra inizio e fine trasformazione e la differenza fra le rispettive
temperature:
c
h
t
Dal diagramma di Mollier si legge il valore dell’entalpia del vapore surriscaldato h2 = 3695 kJ/kg. Dalla
consultazione della tabella sul testo che riporta i valori numerici del vapore acqueo, si trovano, in funzione della
pressione p1, i valori di entalpia del vapore saturo secco hs = 2547 kJ/kg e della temperatura t1 = 352 °C. Infine il
valor medio della capacità termica:
h

h

2547
kJ
2
1 3695
c



3
,
852
t

t

352
kg
K
2
1 650
10. Si utilizza il diagramma di Mollier individuando il punto iniziale 1 come intersezione fra l’isobara p = 1,4 MPa e
l’isoterma t = 400 °C. Vi si legge l’entalpia h1 = 3260 kJ/kg.
A partire dal punto 1 si scende sul diagramma con una linea verticale a rappresentare l’espansione adiabatica
isentropica, fino ad incontrare la curva limite superiore nel punto 2; ad esso corrispondono i seguenti valori, pure
letti sul diagramma di Mollier:
h2 = 2690 kJ/kg
p2 = 1,2 bar
t2 = 108 °C
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v2 = 1,4 m3/kg
Il lavoro termico - teorico è pari al salto di entalpia fra i punti 1 e 2, ovvero alla differenza h1 – h2:
LTT = Δh = 3260 – 2690 = 570 kJ/kg
SOLUZIONI AI QUESITI DI AUTOVERIFICA ALL’APPRENDIMENTO
Le risposte contengono i concetti chiave e sono fornite in forma di schema.
1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.
8.
9.
10.
11.
12.
13.
14.
15.
16.
I vapori sono aeriformi che si trovano in configurazioni termodinamiche non lontane dal punto di liquefazione.
d)
Vero
a) vapore saturo umido; b) vapore saturo secco; c) vapore surriscaldato
a) d)
Vero
rimangono costanti; calore latente.
a) (p,v); b) (T,S); c) (h,S); d) (p,t)
Falso
Il punto critico è il punto di convergenza delle due curve limite; definisce uno stato fisico particolare per il quale il
liquido saturo si trasforma in vapore senza ulteriori somministrazioni di calore.
a) rottura dei legami tra le molecole; b) lavoro di espansione svolto dalle molecole, al di sopra del pelo libero
verticale; circa iperbolico; orizzontale
d)
Falso
liquido e solido; vapore; coesistere.
Equazione dimensionale del titolo di vapore:


m
di
vapore


kg


x





m
di
liquido

m
di
vapore
kg
Pertanto il titolo del vapore risulta adimensionato.
17. a)
18. Osservando la formula che definisce l’entropia, si nota come essa sia pari al rapporto tra la variazione di calore ΔQ
e la temperatura T. Durante l’evaporazione viene somministrato il calore latente a temperatura costante: l’entropia
cresce. Durante la condensazione il calore latente viene sottratto, sempre a temperatura costante: l’entropia scende.
19. c)
20. Falso
21. adiabatica; orizzontale
22. d)
23. Durante l’evaporazione viene trasmesso del calore al liquido che va ad aumentare il contenuto energetico del
liquido della quantità h = r x. Pertanto l’evaporazione è una trasformazione che avviene in modo isotermobarico
ma ad entalpia crescente.
24. c)
25. entalpia e si sottraggono; lavoro ideale; la portata massica.
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SOLUZIONI DELLE VERIFICHE DEI PREREQUISITI
1.
Impiegando l’equazione di stato dei gas perfetti si ha
5
pv
17
,
8

10

0
,
8
T



344
K

71

C
R 4140
2.
3.
4.
un rettangolo; il calore scambiato Q1 – Q0.
Non è possibile eseguire una trasformazione ciclica chiusa la quale realizzi come unico risultato la totale
trasformazione in lavoro di tutto il calore proveniente da una sola sorgente di calore a temperatura costante.
Si calcola dapprima il volume massico iniziale v1 mediante la legge fondamentale dei gas: p2 = 2,2 bar
3
RT

268
m
1 287
v



0
,
7
1
5
p
1
,
1

10
kg
1
Quindi si applica la formula della legge di Boyle-Mariotte per trovare la pressione p2 di fine compressione:
5
p
v
1
,
1

10

0
,
7
5
1
1
p



2
,
2

10
Pa

2
,
2
bar
2
v
0
,
35
2
5.
c)
6.
Vero
7.
a) c = ±∞
b) c = cv
c) c = cp
d) c = 0
8.
a) il calore di riscaldamento dell’acqua fredda: h = q
b) il calore di vaporizzazione: h = r
c) il calore di surriscaldamento del vapore saturo secco: h = qsurr
d) il calore totale: htot = q + r + qsurr
9.
Alla pressione atmosferica la capacità termica dell’acqua è pari, con ottima approssimazione, ad 1 kcaloria/kg, pari
a 4,186 kJ/kg; pertanto l’entalpia vale:
h = c Δt = 4,186 × 58 = 242,8 kJ/kg
10. Vero
SOLUZIONE DEL PROBLEMA INIZIALE
Il ciclo di Rankine è costituito dalle seguenti trasformazioni:

1 – 1*: compressione dalla pressione p1 alla pressione di esercizio p1*

1* – 2: riscaldamento dell’acqua fredda sino a giungere allo stato di liquido saturo

2 – 3: evaporazione

3 – 4: surriscaldamento a pressione costante
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
4 – 5: espansione adiabatica in turbina

5 – 1: condensazione del vapore esausto alla pressione p1
Si chiede inizialmente di valutare l’entalpia e l’entropia del fluido nei cinque punti caratterizzanti il ciclo. Si noti che i valori
di entalpia ed entropia del punto 1* differiscono di una quantità esigua da quelli del punto 1 per cui verranno considerati
uguali. Dalla tabella sul testo che riporta i valori numerici del vapore acqueo alle varie pressioni e temperature, si ricava la
temperatura di condensazione la quale, alla pressione p = 0,2 bar, vale t1 = 60 °C. Ad essa corrispondono le seguenti
ulteriori grandezze:
entalpia h1 = c Δt = 4,186 × 60 = 251,4 kJ/kg
entropia S1 = 0,832 kJ/(kg K)
Dalla medesima fonte si estraggono i seguenti valori relativi ai punti 2 di inizio e 3 di fine evaporazione:
h2 = 1008 kJ/kg
h3 = 2804 kJ/kg
S2 = 2,65 kJ/(kg K)
S3 = 6,19 kJ/(kg K)
Sul diagramma di Mollier si individua il punto 4 di fine surriscaldamento come intersezione tra l’isobara a 30 bar e
l’isoterma a 550 °C; vi si legge:
h4 = 3576 kJ/kg
S4 = 7,39 kJ/(kg K)
Si scende in verticale dal punto 4 fino ad incontrare l’isotermobarica a 0,2 bar e 60 °C: questo punto è il punto 5 di fine
espansione in turbina e di inizio condensazione. Esso ha:
titolo x = 0,91
h5 = 2440 kJ/kg
S5 = S4 = 7,39 kJ/(kg K)
A pari pressione (p = 30 bar), il calore latente di evaporazione è pari al calore latente di condensazione e può essere
calcolato come differenza tra le entalpie nei punti 3 e 2:
r = h3 – h2 = 2804 – 1008 = 1796 kJ/kg
Applicando la definizione stessa di entropia si calcola la variazione di entropia durante la condensazione:
r
x1796

0
,
91

Q
kJ

S

 

4
,
9
T
t

273
273

60
kg
K
La quarta domanda chiede di calcolare il lavoro termico teorico che è pari alla differenza tra i valori di entalpia del vapore
all’ingresso ed all’uscita dalla turbina:
LTT = h4 – h5 = 3576 – 2440 = 1136 kJ/kg
Per conoscere la portata massica di vapore occorre innanzitutto risalire alla potenza termico - teorica PTT:




P
17280
eff
P



22720
kW
TT
,
8

0
,
98

0
,
97
iv
m
o0
La portata in massa Gv di vapore è ricavabile come rapporto tra la potenza termica teorica ed il lavoro termico - teorico
precedentemente calcolati:
P
kg
TT22720
G

20
v 
L
s
TT1136
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L’ultima domanda del problema riguarda i rendimenti del ciclo. Si calcola dapprima il calore introdotto totale Q1:
Q1 = h4 – h1 = 3576 – 251,4 = 3324,6 kJ/kg
Il rendimento termico – teorico del ciclo completo ηTT vale:
L 1136



0
,
34
TT
TT
Q
,
6
1 3324
Infine, si vuole valutare l’incremento apportato al rendimento termico – teorico del ciclo nel caso si eseguano interventi
sull’impianto volti alla riduzione dei consumi: a tale scopo, ipotizzando l’acqua entrante in caldaia a temperatura più elevata
in seguito al transito attraverso scambiatori quali gli economizzatori ed i rigeneratori, si ricalcola il nuovo valore del calore
entrante Q1’ ed il nuovo rendimento. La nuova entalpia h1’ dell’acqua al suo ingresso in caldaia è:
h1’ = c Δt = 4,186 × 190 = 795 kJ/kg
Il nuovo valore del calore entrante:
Q1’ = h4 – h1’ = 3576 – 795 = 2781 kJ/kg
Il nuovo rendimento ηTT risulta fortemente incrementato e vale:
L1136

 
0
,
408

40
,
8
%
2781
TT
TT '
1
Q
I grafici del ciclo hanno i seguenti andamenti:
Diagrammi del ciclo Rankine ad un surriscaldamento in (T,S) e (h,S).
SOLUZIONI DEI PROBLEMI DI RIEPILOGO
1.
Applicando l’equazione di stato dei gas perfetti si calcola il volume massico v1 del gas, nota da apposita tabella la
costante R del Cloro che vale 0,13 kJ/(kg K):
3
RT

323
m
1 130
v



0
,
21
1
5
p
2

10
kg
1
Si richiama l’equazione di continuità che afferma la costanza della portata in massa:
A
Ac
1c
1
 2 2
v1
v2
La si applica fra le sezioni 1 e 2 ottenendo:
3
A
c
250

12
m
2
2
v

v

0
,
21

0
,
21
2 1
A
c
200

15
kg
1
1
Applicando nuovamente l’equazione di stato dei gas perfetti si calcola la temperatura T2 del gas:
5
p
v
,
65

10

0
,
21
2
21
T



266
,
5
K
2
R
130
da cui t2 = - 6,5 °C
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2.
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Si calcola l’energia cinetica nelle sezioni 1 e 2.
12 1 2
J
E
c
12

72
c
1
1
2 2
kg
12 12
J
E

c
5

12
,
5
c
2
2
2
2
kg
Ora si applica l’equazione dell’energia per il moto permanente:



l

Q

h

h

E

E
2
1
c
2
c
1
Si pone in evidenza il calore Q mentre il valore del lavoro meccanico è zero:
J








Q

h

h

E

E

10

28

12
,
5

72


77
,
5
2
1
c
2
c
1
kg
Il segno meno attribuito al calore Q deriva dalle somme algebriche degli scambi energetici in atto nel tubo di
flusso; esso sta a significare che le riduzioni di energia cinetica e di entalpia segnalate dal testo possono avvenire
solo a fronte di una cessione di calore da parte del flusso di gas durante il moto, non essendo presenti altre forme di
scambio quali, ad esempio, lavori entranti o uscenti attraverso organi mobili di macchine.
3.
La potenza teorica di combustione Pc richiesta è pari al prodotto della portata massica Gc del combustibile per il
potere calorifico inferiore PCI, come si può dedurre dalla formula del rendimento d’impianto
I 
P
c
Gc P
CI
Si calcola infine la potenza di combustione, avendo attribuito al rendimento il valore unitario ed esprimendo la
portata in massa in [kg/s].
1080
P

G
P
 26000

7800
kW
c
c
CI
3600
4.
Per il calcolo del flusso termico si applica la formula di Fourier, con il coefficiente di conduzione termica λ estratto
dall’apposita tabella:

0
,
034


A

t
 5

65

1105
W
s
0
,
01
5.
Il testo fornisce già i coefficienti λ di conduzione termica, α1 di convezione per i fumi caldi esterni e α2 di
convezione per l’acqua che scorre entro il fascio tubiero. Si calcola dapprima il coefficiente di trasmissione totale
ktot:
1
1
W
k



37
,
66
tot
1
s11
0
,
002
1
m

C



60
5000
1
2 38



Infine il flusso:


k
A

t

37
,
66

86

110

356000
W

356
kW
tot
anzalone – bassignana - brafa musicoro: MECCANICA, MACCHINE ED ENERGIA
Volume 2
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9 DI 12
MECCANICA, MACCHINE ED ENERGIA
6.
769901673
Per il calcolo della velocità del vapore bisogna disporre dei valori di entalpia posseduti dal vapore a monte ed a
valle dell’ugello: la differenza fra i due costituisce il salto di entalpia Δh. Si ricava l’entalpia iniziale hi mediante
lettura dal diagramma di Mollier, noti i valori di pi e di ti:
hi = 3440 kJ/kg.
Con procedura analoga si ricava l’entalpia finale h1, al termine dell’espansione in ugello, noti i valori di p1 e di t1:
h1 = 3270 kJ/kg
Infine si calcola la velocità ideale di uscita c1’, noto il salto di entalpia che avviene all’interno dell’ugello:
m
'
3


c

2

h

2
3440

3270

10

583
,
1
1
s
Assumendo un coefficiente di riduzione della velocità φ = 0,9 si ha la velocità reale c1= 524,8 m/s
7.
Il salto di entalpia vale:
Δh = hi – h1 = 3300 - 2800 = 500 kJ/kg
Si calcola la portata di vapore noti la potenza effettiva ed il salto di entalpia:
P
kg
eff 8000
G
 

20
v

h0
,
8

500
h
8.
Il consumo orario, ovvero la portata massica Gc, può essere comodamente ottenuto dalla definizione del
rendimento d’impianto:
P
kg
300000
eff
G
 

13
,
587
c
0
,
48

46000
s
IP
CI

Il consumo specifico gc di combustibile si ottiene con l’apposita formula:
kg
1
1
g



0
,
163
c
46000
kWh
IP
CI
0
,
48

3600

9.
Si calcolano i tre salti di entalpia Δh = hi – h1 per i corpi AP, MP, BP. Essi sono pari ai rispettivi lavori termico teorici. Nel corpo AP:
LTT = 3261 – 3074 = 187 kJ/kg
Nel corpo MP:
LTT = 3074 – 2866 = 208 kJ/kg
Nel corpo BP:
LTT = 3123 – 2785 = 338 kJ/kg
Il lavoro totale vale Ltot = 733 kJ/kg in quanto somma dei tre lavori parziali. La potenza ideale totale è pari al
prodotto del lavoro termico – teorico totale per la portata di vapore Gv in [kg/s]:
P

L
G

733

25

18325
kW
tt
tt
v



Dalla potenza termica – teorica e noti i rendimenti, è immediato ricavare la potenza effettiva:
P

P

0
,
985

0
,
82

0
,
97

18325

1435
kW
eff
v
im
tt
anzalone – bassignana - brafa musicoro: MECCANICA, MACCHINE ED ENERGIA
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MECCANICA, MACCHINE ED ENERGIA
769901673
10. Il consumo orario è pari alla portata giornaliera di carbone diviso per le 24 ore: Gc = 3500000/24= 145833 kg/h.
Applicando la definizione di consumo specifico si calcola il consumo specifico gc come rapporto tra il consumo
orario e la potenza utile totale:
G
145833
g kg
c
g



230

0
,
23
c
P

P
249

387
kWh
kWh
um
ut
La potenza termica netta della caldaia è espressa come prodotto della portata di combustibile Gc per il suo potere
calorifico inferiore PCI il tutto corretto mediante il rendimento della caldaia ηb:

P

G
P

0
,
93

40
,
51

33

1243
,
3
MW
b
c
CI
Il rendimento complessivo dell’impianto ηI si calcola in funzione del consumo specifico e del potere calorifico
inferiore PCI:
1
3600

 

47
,
4
%
g
P
0
,
23

33000
I
c CI
La costante 3600 a numeratore serve a conguagliare le ore coi secondi. Dimensionalmente si ha:
s
s






kWh






3600
kW
s
kJ
h
h
  







I


g
P
kJ 
kJ
kJ

 
kg
kJ


c
CI




kWh
kg





SOLUZIONI AI QUESITI DI AUTOVERIFICA ALL’APPRENDIMENTO
Le risposte contengono i concetti chiave e sono fornite in forma di schema.
1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.
8.
9.
10.
11.
12.
13.
14.
15.
16.
17.
18.
19.
20.
21.
22.
23.
La Termocinetica è la scienza che studia il moto degli aeriformi nei condotti.
c)
Vero
a) lavoro meccanico; b) calore scambiato; c) variazione di entalpia d) variazione di energia cinetica
teorema di Bernoulli; l’energia termica Q ed il lavoro puramente meccanico l.
b) c)
Falso
cattivi; conduzione termica; molto inferiori a 0,1 W/(m °C)
a) coefficiente di conduzione termica; b) spessore del corpo; c) superficie del corpo d) differenza di temperatura
Vero
L’irraggiamento termico consiste in uno spettro di onde elettromagnetiche prodotte dal calore sensibile del corpo
emittente e riconvertito in calore sensibile da parte del corpo assorbente.
a) b) e)
Falso
Gli scambiatori di calore sono macchine percorse da due fluidi a differente temperatura al cui interno avviene il
passaggio di energia termica dal fluido più caldo al più freddo.
un vano di passaggio per il fluido; in transito nei due vani adiacenti.
a) d)
a) in base alla fonte di calore; b) in base alla tipologia di costruzione; c) in base alla circolazione liquida; d) in
base alla trasmissione del calore.
Falso
tubo del focolare; un fascio di tubi di diametro minore; inversione di percorso a 180°.
a) naturale; b) assistita; c) forzata.
Vero
Le caldaie a condensazione sono così chiamate in quanto i fumi, prima di uscire in atmosfera lungo il camino,
passano in un scambiatore che preleva il calore contenuto nel vapore acqueo presente fra i prodotti della
combustione e lo cede all’acqua fredda in ingresso.
fluido non acquoso; l’elevata temperatura di ebollizione.
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MECCANICA, MACCHINE ED ENERGIA
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24. a) dichiarazione di conformità; libretto d’impianto.
25. a) pressurizzazione mediante pompaggio; b) riscaldamento dell’acqua; c) evaporazione; d) primo surriscaldamento;
e) espansione in turbina ad AP; f) secondo surriscaldamento; g) espansione in turbina BP; h) condensazione.
26. È uno scambiatore di calore che preriscalda l’acqua di alimento prima dell’ingresso in caldaia, sfruttando il calore
dai fumi in uscita; è uno scambiatore di calore che preriscalda l’aria comburente prima dell’ingresso in bruciatore,
sfruttando il calore dai fumi in uscita.
kg
kg
1
1 




g

 

v







h
kW
s
kWh

kJ

27.


kg


28. consiste nell’eseguire ripetuti spillamenti di vapore vivo dalle turbine AP e BP per poi inviarli in un gruppo di
scambiatori di calore in sequenza, detti rigeneratori; lo scopo è di preriscaldare l’acqua proveniente dal pozzo caldo
tramite il calore ceduto dal vapore spillato per innalzare il rendimento.
29. a) semplicemente convergente; b) convergente – divergente, detto di De Laval.
30. rimane costante; in parti uguali sulle due corone.
31. Falso
32. b)

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