Transformarea caldurii in lucru mecanic se obtine prin intermediul transformarilor inchise (cicluri). Incintele reale prin care se fac schimburile de caldura au rezistente termice finite, fiind confectionate din materiale cu proprietati fizice determinate. Fluxul termic schimbat prin incinta va fi:
W
S - suprafata de schimb de caldura m2
k- coeficient de transfer termic W/m2K
Rt - rezistenta termica [K/W].
Dar Rt 0, deci pentru obtinerea unui schimb de caldura este necesara o diferenta finita de temperatura intre sistem si sursa (ΔT=T1-T2). Daca schimburile de caldura s-ar face prin incinta de separare, procesul de transmitere a caldurii ar fi inadmisibil de lent fata de cerintele actuale.
Solutia
gasita a fost introducerea caldurii in toata masa
sistemului, printr-un proces rapid, dar
irevesibil, si anume prin arderea unui combustibil. Pentru a avea loc
arderea combustibilului trebuie ca sistemul termodinamic (ST) sa
contina oxigen.
Se considera un ciclu motor la care caldura este introdusa prin arderea unui combustibil (Fig.3.1). Se considera:
0 - starea de referinta.
0-a - ST contine oxigen si este comprimat.
a-b - arderea combustibilului.
Dupa arderea combustibilului, presiunea si temperatura sistemului termodinamic cresc, oxigenul dispare in procesul de ardere si intra in componenta gazelor de ardere. Gazul care efectueaza transformarea b-0 are un caracter neutru si nu mai poate asigura arderea altei cantitati de combustibil, asa ca este necesar ca gazul "uzat" sa fie evacuat in exterior (spre sursa receptoare de gaz) si sa fie inlocuit cu gaz proaspat care sa contina oxigen. In acest fel ciclul se poate repeta periodic. Ciclurile motoare trebuie sa functioneze dupa un sistem termodinamic deschis, care sa faca schimb de energie si masa cu mediul exterior. Schimbul de substanta consta in umplerea incintei cu gaz proaspat (procesul de admisie sau umplere) si in golirea incintei de gaz uzat (procesul de evacuare sau golire). Se va studia sistemul termodinamic deschis periodic dupa care functioneaza motoarele cu gaze cu piston si agregatele de lucru cu piston (compresoare alternative, ciocane pneumatice, masini detentoare). Energia mecanica se obtine la un piston (ca perete mobil al incintei).
In marea majoritate a cazurilor, pistonul face parte dintr-un mecanism biela - manivela, care transforma miscarea de translatie alternativa in miscare de rotatie a unui arbore, energia mecanica fiind folosita sub forma de "putere la arbore".
Se
considera o incinta cilindrica (i) in care se deplaseaza fara frecare un piston
etans (Fig.3.2). Incinta este prevazuta cu o supapa (S) prin care se stabileste legatura dintre incinta
si o sursa de gaz (R). Se
presupune ca sursa R este
infinit de mare, astfel incat, cedarea
sau primirea unei cantitati m
de gaz sa nu modifice starea termica a gazului (p1, v1,
T1).
Initial, pistonul se gaseste in pozitia V0=0 si, deschizandu-se supapa, forta de apasare asupra pistonului va fi: F = p1S
S-suprafata pistonului.
Lucrul mecanic transmis tijei pistonului va fi:
L= Fl = p1S l = p1 V1 = m p v1 >0
m - cantitatea de gaz schimbata intre incinta si sursa de gaz R.
l-lungimea cursei pistonului.
Pentru sensul invers de deplasare a pistonului va rezulta L < 0. In timpul transportului se considera ca starea termica a fluidului (p1, v1, T1) nu se schimba, deci nu are loc nici o transformare termodinamica. Daca transportul se va executa numai pe o portiune de cursa, lucrul mecanic de transport va fi:
L = p DV = pvDm
Daca umplerea se face intr-o incinta initial golita (V0 = 0), lucrul mecanic de admisie va fi:
La = p1DVa = p1(V - 0) = p1 V > 0
iar in cazul golirii complete, lucrul mecanic de evacuare va fi:
Le = p1DVe = p1 (0 - V) = -p1V < 0
Deci, in cazul sistemelor inchise, lucrul mecanic de transport este egal cu zero
( pentru cazul unei singure surse de gaz):
Ltr = La + Le = 0
Schimbul de fluid intre incinta si sursa R este:
Lucrul mecanic de transport va fi diferit de zero, in cazul cind incinta este in legatura cu doua surse de gaz cu parametri termici diferiti:
Ltr = La + Le = La - Le
Se considera un cilindru in care se deplaseaza un piston pus in legatura cu doua surse de fluid (R1,R2), infinit de mari, astfel ca parametrii termici (p,v,T) sunt constanti (Fig.3.3). Se, Sa sunt supape de evacuare si de admisie
Prin deplasarea pistonului spre dreapta se deschide Sa, fluidul din R1 intra in cilindru, iar forta care actioneaza pistonul este: F1 = p1 S.
Cantitatea de fluid admis in cilindru este:
Lucrul mecanic de umplere, dat de aria:0-1-b-a-0, este:
La = p1 V1 >0
La sfarsitul admisiei parametrii termici sunt: p1, v1, T1.
Cand volumul a ajuns la V1 se inchide Sa si sistemul termodinamic devine ST inchis. Fluidul se destinde (1-2), cedind pistonului lucrul mecanic exterior L12 (aria 1-2-c-b-1):
Destinderea se face pana in starea 2 (p2, T2),
cand se deschide Se
si fluidul este evacuat in R2
(sursa de fluid uzat).
Cantitatea de fluid evacuata:
me =
m = ma = 
.
Lucrul mecanic de evacuare fiind aria 2-c-a-3-2: Le = -p2 V2 <0
Bilantul lucrului mecanic pentru transformarea 1-2, incadrata de admisia 0-1 si evacuarea 2-3, este:
si este reprezentat in diagrama p - V de aria 0-1-2-3-0, numindu-se lucrul mecanic tehnic (Lt). Se observa ca Lt poate fi calculat prin intergarea functiei
V = f(p) pana la ordonata, intre p1 si p2:
(
)
.
Pentru o politropa pVn=ct, rezulta: Lt = n Lext
Pricipiul I al termodinamicii pentru o transformare deschisa 1-2 se scrie:
Q12 - L12 = E2 - E1
Pentru sistemul termodinamic inchis are forma:
iar pentru sistemul termodinamic deschis periodic va fi:
Pentru p= ct, dp=0, Lt = 0 si rezulta:
dE = (dQ)p = m cp dT = m di
E2 - E1 = m cp (T2 - T1)= I2 - I1 = m (i2 - i1)
Se observa ca in nivelul energetic al ST deschis este diferit fata de energia interna U a ST inchis. Acest nivel energetic se numeste entalpie, notat cu I. Pentru m = 1 kg, rezulta entalpia specifica:
i = I / m (J/kg)
Entalpia este o marime calorica de stare:
DE = I2-I1 = m (i2 - i1) = m Di.
Notatia standardizata a entalpiei este H (notatie chimica), dar toate tabelele si diagramele din termodinamica tehnica folosesc notatia i (kJ / kg).
Entalpia rezulta scriind valoarea ei absoluta fata de zero absolut (0 K):
I= mcp (T-0) = m (cv + r)T = mcv T + mrT
I = U + pV = m (u + pv)
dI =dU + pdV + Vdp = dQ - dLt
Ecuatia principiului I devine:
iar pentru o transformare elementara:
U si pV sunt marimi de stare, deci si I este marime de stare.
Se observa ca entalpia este suma dintre energia interna (U)si lucrul mecanic de transport (pV).
Observatii:
1. La motoarele cu ardere interna cu o singura sursa de gaz (mediul exterior), La = Le, deci se pot aplica relatiile de la ST inchis (DU = DI).
2. La agregatele de lucru cu piston cu doua surse de gaze , Le La, si se aplica relatiile de la ST deschis.
Transformarile termodinamice deschise au aceleasi legi de variatie a paramentrilor termici (p, V, T) ca si pentru sistemul inchis. Din relatiile:
rezulta:
unde: 
si 
Prin integrare si antilogaritmare se obtine: pVn = ct, identic ca la ST inchis. Pentru schimbul de caldura (dQ), cat si pentru variatia entropiei, sunt valabile aceleasi ecuatii ca si pentru ST inchis. Pentru calculul lucrului mecanic tehnic (Lt) se ia in consideratie natura transformarii (Fig.3.4).
Transformarea izocora (V = ct)
Transfromarea izobara (p = ct ,dp=0)
Transformarea izoterma (T=ct, pV = ct = p1 V1 = p2 V2 =C)
Transformarea adiabatica (S = ct, p V g=ct = p1 V1g = p2 V2g = C)
Transformarea politropica (idem ca la adiabata, pentru γ=n): Lt = n Lext.
Pentru un sistem termodinamic care functioneaza in atmosfera terestra, rolul de sursa rece si de sursa de gaz proaspat (sau/si uzat) il constituie mediul atmosferic din zona punctului considerat; parametrii termici atmosferici variaza independent de vointa omului, astfel ca, in timpul transformarilor termodinamice, sistemul termic este in dezechilibru termic si al presiunilor cu mediul exterior; deci transformarile termodinamice dirijate de om sunt dezechilibrate fata de mediul exterior si nu pot fi reversibile.
Se considera un sistem termodinamic de masa m format dintr-un gaz perfect care se destinde adiabatic intr-un ajutaj sau turbina de la starea initiala 1 (p1,v1,T1) la starea finala 2, caracterizata de presiunea p2. In diagrama I-S (Fig.3.5 ) sunt prezentate:
1-2S - destinderea adiabatica reversibila;
1-2 - destinderea adiabatica ireversibila (cu frecare).
Se
noteaza cu 
gradul de destindere a
gazului. Pentru destinderea adiabatica reversibila 1-2S se
pot scrie lucrul mecanic tehnic obtinut si temperatura T2S:
In cazul real al destinderii adiabatice ireversibile (1-2), prin frecare se pierde o energie mecanica care se transforma in caldura de frecare Qfd, ce va fi primita de gaz in totalitate, daca rezistenta termica a ajutajului este infinit de mare, adica incinta este adiabatica.
Aceasta caldura va provoca cresterea ireversibila a entropiei gazului.In continuare se va arata ca transformarea 1-2 este o adiabata, dar nu izentropica.Adiabata cu frecare poate fi asimilata cu o transformare de
natura politropica, numita pseudopolitropa. Diferenta intre o politropa si o "pseudopolitropa" consta in faptul ca, in timp ce relatiile dintre marimile termice de stare (p,v,T) sunt idedntice cu ale politropei, schimburile de energie sunt diferite.
Schimbul
elementar de caldura pentru o politropa este:
unde:
n-exponentpolitropic
- exponent adiabatic
cv- caldura specifica la volum constant [J/kgK]
Pentru destinderea 1-2, dTd<0 si pentru ca δQf >0 (fiind primita de gaz), rezulta ca exponentul "pseudopolitropei" 1-2 va fi nd < , adica n
apartine intervalului[1,γ].
Se
poate scrie ca: 
Caldura de frecare acumulata de gaz va fi:
Aceasta caldura de frecare, Qfd, provine dintr-o pierdere de lucru mecanic tehnic politropic, astfel ca lucrul mecanic tehnic real la destindere va fi:
Se observa ca expresia lucrului mecanic real de destindere, Lrd, este de tip adiabatic. Daca in ecuatia primului principiu al termodinamicii (Q-Lt=ΔI) se introduce Q = 0, se obtine lucrul mecanic tehnic:
Cresterea ireversibila a entropiei va fi:
Se defineste un randament intern sau randament adiabatic al destinderii:
Aceasta situatie se intalneste cand gazul este comprimat intr-un compresor, procesul de comprimare fiind prezentat in Fig 3.6. La fel ce in cazul destinderii, se pot scrie:
- lucrul mecanic tehnic al adiabatei reversibile 1-2:
- lucrul mecanic tehnic al adiabatei ireversibile 1-2:
-
temperaturile T2S si T2 (- raport de comprimare):
- caldura de frecare Qfc (nc> ; dTc >0
- cresterea ireversibila a entropiei:
- randamentul adiabatic al comprimarii:
Daca
se considera un debit de gaz perfect 
[kg/s], se pot scrie:
-
puterea teoretica necesara comprimarii 1-2S: 
-
puterea reala necesara comprimarii 1-2: 
Concluzii
Datorita procesului de frecare, in timpul destinderii adiabatice (1-2), se obtine mai putina energie mecanica, iar in timpul comprimarii se consuma mai multa energie mecanica, decat in cazurile unor adiabate reversibile (1-2S)
In cazul destinderii, deficitul de energie mecanica pentru mediul exterior va fi:
si
este egal cu caldura (in modul): 
necesara revenirii sistemului termodinamic din starea 2 in starea 2s, prin racire la presiune constanta.
Exista deci o degradare a energiei din forma mai valoroasa a ei (mecanica) in caldura. Studiul de fata poate fi aplicat in cazul instalatiilor termice de forta cu gaze sau vapori.
Compresorul cu piston este un agregat de lucru care aspira un fluid compresibil de la o sursa cu presiune scazuta, il comprima si-l refuleaza intr-un rezervor la o presiune superioara.
In (Fig. 3.7) este prezentat schematic un compresor cu piston, unde Se si Sa sunt cele 2 supape de evacuare (refulare) si aspiratie (admisie).
Se
noteaza cu 
- grad de comprimare sau de compresie
-compresie adiabatica (sau politropica).
- refulare gaz comprimat.
-destinderea adiabatica a cantitatii restante de gaz (mr).
-admisia gazului in cilindru.
Se observa ca 4-1 si 2-3 nu sunt transformari termodinamice (p, v si T sunt constante), ci sunt curse de transport fluid. Este necesar sa se lase un spatiu
minim (V3) la capatul cilindrului, pentru a impiedica distrugerea compresorului prin lovirea dintre piston si capul cilindrului (trebuie sa existe loc pentru deplasarea supapelor).
La volumul V3 ramane o cantitate mr de fluid cu parametrii p2, v2, T2 si care se destinde pana la presiunea p1, cand se deschide supapa de admisie si gazul proaspat din rezervorul R1 patrunde in cilindrul compresorului.Se observa ca aspiratia gazului se face numai pe o portiune din cursa pistonului (V1-V3), adica pentru Va = V1-V4.
Se
numeste grad de admisie sau grad de umplere, l,
raportul dintre variatia volumului in timpul aspiratiei (Va)
si volumul corespunzator cursei totale (Vc) a pistonului:
unde
D - diametrul interior al
cilindrului.
L - cursa pistonului.
Cantitatea ma de fluid aspirat din rezervorul R1 este:
La capatul cursei pistonului, cand volumul este V1, in cilindru se
gaseste cantitatea totala de fluid: m = ma + mr , care este comprimata
(teoretic
adiabatic) pana la presiunea de refulare p2, iar in rezervorul R2 va fi refulata cantitatea ma de gaz. Lucrul mecanic tehnic necesar compresiei si refularii este: Lt = Ltk + Ltd
unde:
Ltd = (mr+ma)(i1 - i2)= (mr+ma)cp(T1-T2) < 0 - lucrul mecanic tehnic de comprimare (1-2).
Ltd = mr(i3 - i4)=mr cp(T3-T4) > 0 - lucrul mecanic tehnic de destindere (3-4).
Rezulta:
Lt=
ma (i1 - i2) = 
deoarece:
Puterea
necesara comprimarii este: 
(kg/s) - debitul masic de fluid aspirat de compresor.
Gradul de admisie l depinde de presiunea p2, astfel daca p2 creste, scade volumul cursei de aspiratie (Fig.3.8):
< Va 
La limita,
cand
, presiunea de refulare este maxima si
compresorul nu mai refuleaza gaz (ma=0, λ=0):
Transformarile reale sunt politrope cu exponent politropic n.
Daca Vmin = 0, compresorul nu are spatiu initial (V3 = V4 = 0).
La compresorul cu piston intr-o treapta de compresie,in timpul comprimarii reale, temperatura de refulare este:
.
Compresoarele
cu o singura treapta nu sunt utilizate pentru rapoarte de comprimare
mari, deoarece temperatura T2
poate ajunge la valori care sa degradeze calitatea uleiului de ungere, deci
ungerea pistonului in cilindru. Raportul de comprimare fiind impus de
necesitati practice, este necesar sa se micsoreze
temperatura T2 prin
utilizarea fractionata a
compresiei si racirea gazului intre treptele
de compresie (Fig. 3.9). Prin racirea intermediara intre trepte se evita si autoaprinderea uleiului.
In diagramele p-V si T-s (Fig 3.10) s-au reprezentat comprimarea si racirea intermediara pentru un compresor in doua trepte, fara spatiu initial. Se considera:
1-2t - comprimare izotermica intr-o treapta de compresie.
1-2a - comprimare adiabatica intr-o treapta de compresie.
1-3 - comprimare adiabatica in treapta I de compresie.
4-2 - comprimare adiabatica in treapta II de compresie.
3-4 - racire in racitorul intermediar RI.
economisi un lucru mecanic dat de aria 1-2a-2t-1.
Deoarece nu se pot obtine comprimari izotermice pentru gaze, prin fractionarea comprimarii dupa traseul 1-3-4-2 se obtine o economie de lucru mecanic, Lec, dat de aria 3-4-2-2a-3. Lucru mecanic tehnic Lt consumat in cazul comprimarii in trepte este (T1=T4; pi - presiunea intermediara intre treptele de comprimare):
Pentru
, functia are un minim, valoarea pentru minim fiind:
adica ambele trepte au acelasi raport de
compresie: 
; 
Pentru
n trepte de compresie: 
Temperatura finala a gazului va fi:
deoarece:
.
Caldura care trebuie evacuata in racitorul intermediar RI este:
Q34 =QRI= mcp (T3 - T4) = mcp (T3 - T1) = Lt13
Functiile termodinamice ale unui sistem sunt marimi definite pentru stari de echilibru termodinamic, prin a caror derivare partiala se pot obtine ecuatiile termice sau calorice de stare si care fac posibila determinarea proprietatilor macroscopice ale sistemelor termodinamice.
Energia libera
Criteriul de echilibru din sistemele izocor-izotermice (v=ct., T=ct.) consta din conditia de minim a energiei libere, care reprezinta un potential termodinamic.
Energia libera, numita si functia lui Helmholtz, este acea parte din energia interna a unui corp care, prin procese termice corespunzatoare, s-ar putea transforma integral in alte forme de energie. Intr-un proces izotermic reversibil, variatia energiei libere a sistemului se regaseste sub forma lucrului mecanic schimbat de sistem cu mediul exterior.
Din relatiile :
Tds=du+pdv ; d(Ts)=Tds+sdT rezulta:
d(u-Ts) = -sdT - pdv = df
in care diferenta u-Ts=f reprezinta energia libera specifica.
Considerand f = f(T,v), diferentiala totala a acestei functii este:
iar prin indentificare, rezulta:
; 
astfel ca, prin derivarea partiala a energiei libere in raport cu T si v, se obtin marimile de stare s si p. Pentru df = 0, rezulta conditia de realizare a echilibrului:
Din relatia energiei libere rezulta energia interna specifica:
si, asemanator, entalpia specifica va fi:
Rezulta deci ca, daca se cunoaste explicit dependenta energiei libere de v si T, marimile u si i se pot determina cu ajutorul acestui potential termodinamic. De cele mai multe ori, dependenta energiei libere de volum si temperatura este prezentata grafic sau tabelar.
Din expresia variatiei energiei libere in conditiile transformarilor izoterme:
f2 - f1 = u2 - u1 - T(s2-s1)
marimea T(s2-s1) reprezinta energia legata, adica aceea parte a energiei care nu poate fi transformata in lucru mecanic printr-un proces izotermic.
Entalpia libera
Conditia de minim a entalpiei libere constituie criteriul de echilibru termodinamic din sistemele izobar-izotermice (p=ct.,T=ct.), in care dezechilibrul termic al sistemului este singura cauza a transformarii care are loc in sistem.
Entalpia libera g , numita si functia Gibbs, reprezinta, in procesele izobar-izotermice, o rezerva de energie integral transformabila in lucru mecanic.
Daca din
expresia: 
,
se
expliciteaza: 
,
termenul: 
reprezinta entalpia libera, astfel incat
rezulta:
Daca entalpia libera se considera ca o functie g = g(p,T), din identificarea coeficientilor variabilelor din relatia de mai sus, cu cei din diferentiala totala:
,
se determina marimile de stare s si v :
; 
Din expresiile entalpiei libere(g) si a energiei libere(f) si tinand cont ca i=u+pv,
rezulta: 
de unde: 
Se pot scrie relatiile:
care reprezinta expresiile marimilor calorice de stare i si u, numite ecuatiile Helmholtz-Gibbs, des utilizate in termodinamica chimica, sub forma diferentelor finite intre doua stari:
Formulari
Spre deosebire de primele doua principii ale termodinamicii , care au valabilitate absoluta in domeniul fenomenologic, la aplicarea principiului al III-lea trebuie sa se tina seama de existenta unor substante care, prin comportarile lor statistice, contrazic cel de-al treilea principiu chiar la temperaturi foarte coborate, adica in domeniul lui de valabilitate. Studiind teoretic si experimental fenomenele electrochimice care se desfasoara intre diferite substante solide si lichide, W. Nernst a enuntat in anul 1906, urmatoarea teorema care de fapt reprezinta prima formulare, dar incompleta, a principiului al III-lea: in reactiile chimice dintre faze condensate, lichide sau solide, lucrul mecanic reversibil si entalpia de reactie sunt egale la punctul de zero absolut si in vecinatatea lui.Aceeasta prima formulare precizeaza implicit, ca variatia entropiei tinde catre zero in apropierea punctului ded zero absolut. M. Planck a formulat principiul al III-lea sub forma: entropia tuturor substantelor ajunse la echilibru termodinamic intern tinde spre zero, in apropierea temperaturii de zero absolut. Sub aceasta formulare, Principiul al III-lea face posibila determinarea valorii reale a entropiei substantelor solide, lichide si gazoase, la orice temperatura. Aceasta formulare subliniaza valabilitatea principiului al III-lea numai in conditii de echilibru termodinamic, conditii in care pot fi determinate si marimile de stare care intervin in expesiile matematice ale primelor doua principii. Deoarece toate entropiile partiale ale substantei tind sa se anuleze, in cazul unui cristal perfect (fara defecte in reteaua cristalina), aflat in echilibru termodinamic intern, entropia de zero S0 devine si ea nula, cand T tinde catre zero. Prin echilibru termodinamic intern se intelege o orientare identica a microparticulelor in reteaua structurala a corpului. Entropia S0 fiind o constanta independenta de celelalte marimi de stare ale substantelor, poate fi admisa ca nula, atunci cand substanta se gaseste in echilibru termodinamic.
Punctul de zero absolut este imposibil de atins pe cale experimentala, constituie cea de-a doua afirmatie de baza a principiului al III-lea datorita careia acesta poate fi denumit Principiul imposibilitatii atingerii experimentale a punctului de zero absolut. Prin aceasta formulare, enuntata chiar de catre Nernst, principiul al treilea precizeaza ca, indiferent daca entropia se anuleaza sau nu la starea de zero absolut, acest punct nu poate fi atins experimental pentru nici o substanta. Pentru un ciclu Carnot (Fig.3.11), la care temperatura sursei reci este T0=0 K, se poate scrie:
; 
; 
; 
,
de unde se
observa ca, desi q≠0, q/T=0; din care rezulta ca
nu se poate cobori pe izoterma de zero absolut, adica este imposibil ca
punctul de zero absolut sa fie
atins. Din expresia entropiei gazului perfect: s=cv lnT+r lnv+s0 rezulta ca pentru
T→ 0, s→ ∞, adica teorema lui Nernst nu este
satisfacuta, deci gazul perfect nu se mai supune legilor clasice.
Aceasta abatere, in apropierea punctului de zero absolut, este numita
degenerare.Astfel, teorema lui
Nernst evidentiaza degenerarea gazului perfect in apropiere de zero
absolut. Temperatura de degenerare a gazului ideal este 1 K.
Problema 1. Intr-o butelie de volum 
se gaseste azot 
la presiunea 
si temperatura 
. Prin deschiderea
brusca a robinetului se evacueaza gaz din butelie pina ce
presiunea ajunge la 
, apoi robinetul
se inchide la fel de brusc. Se cer:
a) Cantitatea de
gaz 
evacuata din
butelie.
b) Temperatura 
a gazului in
momentul inchiderii robinetului.
c) Presiunea p2
din butelie dupa ce gazul a revenit la temperatura initiala 
a) Cantitatea de gaz evacuata din butelie este: 
- masa de gaz in starea initiala este:
- masa de gaz in starea finala va fi: 
, deoarece gazul realizeaza o transformare adiabatica cit timp robinetul este deschis (
), adica:
b) 
, 
c) 
.
Problema 2. Un
compresor cu piston aspira debitul de aer 
,avind presiunea 
si temperatura , si-l refuleaza sub presiunea 
. Transformarile
termodinamice sunt adiabate reversibile 
, 
. Sa se
determine:
a) Puterea
termica 
absorbita de compresor (kW).
b) Debitul
volumic de aer 
c) Gradul de
admisie 
al compresorului
stiind ca: 
a. 
b.
c.
|
Politica de confidentialitate |
 .com |
Copyright ©
2024 - Toate drepturile rezervate. Toate documentele au caracter informativ cu scop educational. |
Personaje din literatura |
| Baltagul – caracterizarea personajelor |
| Caracterizare Alexandru Lapusneanul |
| Caracterizarea lui Gavilescu |
| Caracterizarea personajelor negative din basmul |
Tehnica si mecanica |
| Cuplaje - definitii. notatii. exemple. repere istorice. |
| Actionare macara |
| Reprezentarea si cotarea filetelor |
Geografie |
| Turismul pe terra |
| Vulcanii Și mediul |
| Padurile pe terra si industrializarea lemnului |
| Termeni si conditii |
| Contact |
| Creeaza si tu |
