Laurea in Ingegneria Elettrica, A.A. 2005/2006 Corso di FISICA TECNICA E MACCHINE TERMICHE. TAVOLA 1 Impianto antincendio*.

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1 Laurea in Ingegneria Elettrica, A.A. 2005/2006 Corso di FISICA TECNICA E MACCHINE TERMICHE Le tavole verranno consegnate e discusse in sede di esame. Lo studente è libero di redigerle manualmente o tramite calcolatore. NOTA: Nel seguito, C indica il numero corrispondente alla lettera iniziale del cognome ed N quello relativo alla lettera iniziale del nome secondo la seguente tabella. A B C D E F G H I J K L M N O P Q R S T U V W X Y Z TAVOLA 1 Impianto antincendio*. * NB: Questa tavola può essere omessa da chi ha sostenuto il compitino con esito sufficiente. Per l impianto antincendio schematizzato in Fig.1, si ha H = ( N) m. Le prescrizioni impongono che all attacco della manichetta (punto B) deve arrivare una portata G = (70 + C) L/min di acqua a 20 C, alla pressione relativa p B = 1.5 bar. Ricavando dalle tabelle (dispense, Cap.6) i valori per i dati mancanti, determinare: 1. il diametro della tubazione, selezionato tra quelli unificati della serie standard (v. dispense, Cap.6, tab.5), per una velocità del fluido non superiore a 2 m/s; 2. la prevalenza della pompa; 3. la potenza resa al fluido e quella assorbita dalla pompa stessa, ipotizzando per la medesima un rendimento η p = 0.65; 4. selezionare il modello di pompa necessario facendo uso del diagramma allegato (Figura 2). b 2 m H 1 m a 5 m Figura 1 Schema dell impianto Figura 2 Diagramma per la selezione della pompa

2 TAVOLA 2 Ciclo Brayton Un impianto a ciclo Brayton senza rigenerazione eroga 150 MW di potenza utile. La temperatura minima del ciclo è T 1 = 300 K e la massima T 3 = (1400 4N) K. La pressione di ammissione al compressore è p 1 = 1 bar, e il rapporto di compressione è p 2 /p 1 = (8+C/10). Si assuma che il fluido di lavoro sia aria (gas ideale) con c p costante, R= 287 J/kg K, k = Tracciare il ciclo sui diagrammi p,v e T,s e calcolare le condizioni a fine compressione (p 2,T 2 ) e a fine espansione (p 4,T 4 ), il rendimento del ciclo e il valore della portata massica di aria nell'impianto nelle seguenti condizioni: a) ciclo Brayton ideale senza rigenerazione; b) ciclo Brayton ideale con rigenerazione totale; c) ciclo Brayton senza rigenerazione con rendimento isoentropico del compressore ε c = 0.85 e della turbina ε t = 0.88; d) ciclo Brayton ideale senza rigenerazione con compressione frazionata in due stadi con uguale rapporto di compressione e con refrigerazione intermedia isobara fino alla temperatura iniziale (300 K). e) ciclo Brayton ideale con rigenerazione totale, con compressione frazionata in due stadi con uguale rapporto di compressione e con refrigerazione intermedia isobara fino alla temperatura iniziale (300 K). f) (Facoltativo) Tracciare il diagramma del rendimento e della portata in funzione del rapporto di compressione (nell'intervallo 3-15) nei casi a) e b). TAVOLA 3 Ciclo combinato fired Un impianto a ciclo combinato fired (vedi figura) ad una sola pressione ha i seguenti parametri: Ciclo a gas (Brayton) potenza elettrica W mb = (100 + N) MW, rendimento meccanico-elettrico η me = condizioni dell aria all ammissione: T 1 = 300 K, p 1 = 1 bar; temperatura di ammissione in turbina T 3 = (1300 4N) C. rapporto di compressione p 2 /p 1 = (15+C/15) combustibile: gas naturale (H i = 38 MJ/kg). rendimento isoentropico della turbina a gas η tg = 0.85, del compressore a gas η cg = 0.8 Sezione generatore di vapore a recupero (GVR) - postbruciatore combustibile del postbruciatore: gas di cokeria (H i = 24 MJ/kg); temperatura di uscita dal postbruciatore T 4 = 800 C, p 4 = 1 bar condizioni dell aria allo scarico GVR: T 5 = 130 C, p 5 = 1 bar; Ciclo a vapore (Rankine) temperatura al condensatore T 9 = 35 C temperatura e la pressione di ammissione in turbina T 8 = C C e p 8 = 80 bar. rendimento isoentropico della turbina a vapore η tv = Si assuma che il fluido di lavoro del ciclo Brayton sia aria (gas ideale) con c p costante, R= 287 J/kg K, k = Determinare le portate di aria e vapore necessarie, G B e G R 2. Determinare la potenza elettrica erogata dal ciclo Rankine (assumendo un rendimento meccanico-elettrico η me = 0.95), il rendimento termodinamico globale del ciclo, il titolo all uscita della turbina; 3. Determinare la temperatura del gas e del vapore all uscita dell economizzatore (punto 7 ); 4. Tracciare il ciclo dell impianto a vapore sul diagramma T-s; 5. Determinare la portata di metano e di gas di cokeria necessari, assumendo un rendimento di combustione η b = 0.98 in entrambi i casi; determinare le corrispondenti portate di aria per la combustione assumendo un indice d aria pari ad Determinare il rendimento exergetico del GVR. NOTA: Le proprietà termodinamiche del vapore possono essere ricavate dai diagrammi, dai programmi di calcolo CATT, ALL-PROPS, o dalle tabelle disponibili nelle appendici delle dispense.

3 TAVOLA 4 Impianto frigorifero Un ciclo frigorifero con compressione isoentropica di vapore surriscaldato, senza sottoraffreddamento del liquido all uscita del condensatore e surriscaldamento del vapore all'uscita dell evaporatore, ha le seguenti caratteristiche: Potenza da estrarre dalla cella W tf = (10 + N/2) kw. Temperatura esterna T a = 30 C. Temperatura interna della cella T i = - 25 C. Fluido di lavoro R-134a. Per esigenze di scambio termico, si deve garantire una differenza media di temperatura tra ambienti e fluido di lavoro pari a ΔT a = 10 K al condensatore e ΔT i = 15 K all evaporatore 1) Tracciare il ciclo sui diagrammi p-h e valutare i seguenti parametri: a) Potenza meccanica ideale assorbita, W m,id ; b) Coefficiente di di prestazione COP = W tf / W m,id ; c) Portata massica di fluido necessaria, G; d) Portata volumetrica all ingresso del compressore G v1. 2) Ripetere i calcoli nel caso di compressore isoentropico sostituendo il fluido di lavoro con R-22. 3) Determinare la cilindrata del compressore volumetrico necessario nei due casi precedenti, assumendo per esso una velocità di 1500 rpm ed un rendimento volumetrico pari a 0.88-(N/100). 4) Ripetere i calcoli per il primo caso (R-134a) caso considerando un rendimento isoentropico del compressore pari a 0.6+(C/100). NOTA: Le proprietà termodinamiche dei fluidi R-134a ed R-22 possono essere ricavate dai diagrammi allegati, dal programma di calcolo CATT o ALLPROPS, o da tabelle disponibili presso il docente o in biblioteca. TAVOLA 5 Scambiatore di calore Determinare la portata di aria necessaria, G a, e dimensionare la superficie e la lunghezza del tubo del condensatore dell impianto frigorifero di cui alla tavola precedente (nel caso 4), noti i seguenti dati aggiuntivi, oltre a quelli determinati nella tavola stessa. Tipo di scambiatore: aria-r134a, a flussi incrociati, a tubi alettati sul lato aria, con flusso di aria forzato. Temperatura di ingresso aria T fi = 30 C; Temperatura di uscita aria T fu = 35 C; Rapporto superficie alettata/superficie tubi A a /A t = 5; Efficienza dell alettatura: 0.8-(N/100); Materiale e spessore dei tubi: acciaio (k = 40 W/m K), spessore 1 mm, diametro interno 5 mm. Coefficiente convettivo lato aria: α e = (50 + N) W/m 2 K; Coefficiente convettivo lato R134, vapore saturo α isat = ( C) W/m 2 K; Coefficiente convettivo lato R134, vapore surriscaldato α isur = 100 W/m 2 K. Suggerimento: è necessario dividere lo scambiatore in due parti, il desurriscaldatore, in cui il fluido passa dalla temperatura di fine compressione a quella di saturazione, ed il condensatore vero e proprio, in cui il fluido passa da vapore saturo secco a liquido saturo, e sommare le due superfici così ottenute.

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