Analiza efektów pracy bloku energetycznego z parametrami poślizgowymi 1)

Transkrypt

1 Analiza efektów pracy bloku energetycznego z parametrami poślizgowymi 1) Autor: dr inż. Robert Cholewa ENERGOPOMIAR Sp. z o.o., Zakład Techniki Cieplnej ( Energetyka nr 9/2012) Przez pracę bloku energetycznego na parametrach poślizgowych rozumie się regulację mocy bloku polegającą na pracy z całkowicie otwartymi zaworami regulacyjnymi i zmiennym, zależnym od obciążenia, ciśnieniem pary do turbiny. W praktyce eksploatacyjnej, ze względu na wymagania instrukcji ruchu i eksploatacji związane głównie z regulacyjnością bloku, praca z parametrami poślizgowymi musi być zastępowana pracą z parametrami modyfikowanymi. Przy pracy z parametrami modyfikowanymi ciśnienie pary przed turbiną zmienia się wraz z obciążeniem, ale jest ono wyższe niż przy pracy z pełnym poślizgiem, a zawory pary przed turbiną są częściowo przymknięte. Ciśnienie modyfikowane dobierane jest tak, aby blok spełniał wymagania dotyczące dynamiki zmiany obciążenia i naprężeń termicznych. W dalszej części artykułu wszystkie rozważania dotyczące pracy z parametrami poślizgowymi odnoszą się również do pracy z parametrami modyfikowanymi. Praca bloków energetycznych na parametrach poślizgowych ma niepodważalne teoretyczne zalety termodynamiczne: mniejsze zapotrzebowanie mocy na napęd pomp wody zasilającej; mniejsze straty dławienia na zaworach i w konsekwencji większy izentropowy spadek entalpii w części wysokoprężnej (WP) turbiny odniesiony do parametrów pary za zaworami regulacyjnymi; większe możliwości utrzymania znamionowej temperatury za przegrzewaczem międzystopniowym przy niskich obciążeniach ze względu na wyższą temperaturę pary za częścią WP turbiny. W przypadku bloków zaprojektowanych do pracy ze stałym ciśnieniem pary przed turbiną przed podjęciem decyzji o zmianie sposobu regulacji bloku należy rozważyć dodatkowe czynniki, ponieważ: regulacja bloku przy pracy z poślizgowym ciśnieniem pary przed turbiną, w której to kocioł jest elementem wiodącym, będzie charakteryzowała się mniejszą dynamiką w porównaniu do regulacji realizowanej przez zmianę położenia zaworów przed turbiną, gdy elementem wiodącym będzie turbina; przy pracy z poślizgowym ciśnieniem walczak będzie narażony na większe zmiany temperatury czynnika (w związku ze zmianami temperatury nasycenia), co będzie prowadzić do występowania w nim dodatkowych naprężeń termicznych, ale z 1) Niniejszy artykuł dr. inż. Roberta Cholewy oparty jest na referacie wygłoszonym podczas IV Konferencji Szkoleniowej Zakładu Techniki Cieplnej Optymalizacja procesów energetycznych dobra praktyka inżynierska w energetyce i przemyśle, zorganizowanej przez ENERGOPOMIAR Sp. z o.o., Bronisławów, kwietnia 2012 r.

2 drugiej strony mniejsze naprężenia termiczne będą występowały na turbinie, gdyż w tym przypadku temperatura pary za zaworami regulacyjnymi będzie utrzymywana na stałym poziomie (brak dławienia izentalpowego na zaworach); przy pracy z poślizgowymi parametrami pary do turbiny zwiększy się ilość ciepła, które będzie musiało być przekazane w parowniku, a zmniejszy się ilość ciepła, które czynnik musi przejąć w przegrzewaczu; sprawności wewnętrzne układu łopatkowego części WP mogą się zmienić przy przejściu na poślizgowe parametry pracy, gdyż gęstość pary przed pierwszym stopniem łopatek ulegnie zmianie. Kluczowe jest to, aby przed podjęciem decyzji o przejściu na poślizgowe lub modyfikowane ciśnienie przed turbiną wykazać korzyści płynące ze zmiany regulacji bloku. Należy podkreślić, że praktyczne wykazanie tych korzyści jest trudne, gdyż zmiana jednostkowego zużycia ciepła przez turbozespół przy zmianie regulacji jest tego samego rzędu, co niepewność pomiarowa jej wyznaczania. W artykule wyznaczone zostaną teoretyczne korzyści energetyczne wynikające z pracy bloku z parametrami poślizgowymi oraz zaprezentowana zostanie metodyka pozwalająca w sposób jednoznaczny wyznaczyć te korzyści dla eksploatacyjnych warunków pracy. Przedstawiony zostanie przykład pomiarów, w których wykazano zasadność pracy z parametrami poślizgowymi oraz przykład, który pokazuje, że przejście bloku ze zmodyfikowanym ciśnieniem pary przed turbiną na pracę z ciśnieniem poślizgowym jest nieuzasadnione energetycznie. Ponadto w artykule wyznaczono gradienty temperatury w czasie występujące przy zmianie obciążenia w obrębie kotła i turbiny oraz wyznaczono zmianę strumieni ciepła przekazywanego w poszczególnych częściach kotła do pracy z poślizgowym i stałym ciśnieniem pary przed turbiną. Metodyka pomiarowego wykazania efektu energetycznego pracy z poślizgowymi parametrami pary W artykule stwierdzono, że praca bloku z poślizgowymi parametrami pary przed turbiną w stosunku do pracy z parametrami nominalnymi może maksymalnie (dla obciążenia około 60% obciążenia nominalnego) powodować zmianę jednostkowego zużycia energii chemicznej paliwa brutto o 0,5% i netto o 1%. Niepewność pomiarowa wyznaczenia jednostkowego zużycia energii chemicznej paliwa brutto wynosi ponad ±1%, a netto ponad ±1,2%. Dzięki wykorzystywaniu do pomiarów porównawczych zazwyczaj tych samych zwężek i przyrządów pomiarowych (bez ich demontażu) oraz wykonywaniu pomiarów jednego po drugim zmniejsza się niepewność pomiarową wyznaczonej różnicy wskaźnika przy pracy ze stałym i poślizgowym ciśnieniem pary przed turbiną do około ±0,2% dla wskaźnika brutto i ±0,3% dla wskaźnika netto. Niepewność pomiarowa dla wyznaczonej różnicy wskaźnika brutto wynosi zatem aż 40% spodziewanego efektu dla wskaźnika brutto i 30% dla wskaźnika netto.

3 W związku z tym do wykazania efektu pracy z poślizgowymi parametrami pary przed turbiną zaleca się wykonanie pomiarów porównawczych wielkości wpływających na całościowy efekt energetyczny, w tym: sprawności wewnętrznej części WP turbiny (bez zaworów regulacyjnych); parametrów pary przed i za częścią WP turbiny; parametrów pary międzystopniowo przegrzanej; zapotrzebowania mocy na napęd pomp wody zasilającej. Przy takich pomiarach uniezależniamy się od niepewności pomiarowej zużycia pary i korekty ze względu na ciśnienie pary w skraplaczu. Obliczona na podstawie zmierzonych wielkości różnica jednostkowego zużycia energii chemicznej paliwa przy pracy z poślizgowym i stałym ciśnieniem pary przed turbiną jest zatem obarczona zdecydowanie mniejszą niepewnością pomiarową niż różnica wskaźników wyznaczonych na podstawie tradycyjnych pomiarów bloków. Aby rozróżnić nową proponowaną metodę wykazywania efektu pracy na parametrach poślizgowych, nazwano ją metodą diagnostyczną. Poniżej podano proponowaną metodykę obliczeń. Zmiana jednostkowego zużycia energii chemicznej paliwa przez blok: brutto: netto: QP ΔQP 5 ΔQJBP 10 (1) N η K QP ΔQP QJNP ( N ΔN PWZ ) η K 5 10 Δ (2) K sprawność kotła jednakowa dla obu przypadków, ponieważ pomimo zmian parametrów pary/wody parametry wpływające na główne straty kotłowe nie ulegną znaczącej zmianie (ewentualny niekorzystny efekt pracy z parametrami poślizgowymi na kocioł będzie dotyczył tylko temperatury pary do turbiny, %; N przyjęto jednakową moc bloku, a rozważono zmianę zużycia ciepła, MW; QP zużycie ciepła przy pracy z nominalnym ciśnieniem pary przed turbiną, GJ/h; QP zmiana zużycia ciepła przy pracy z poślizgowym ciśnieniem pary przed turbiną w stosunku do pracy z ciśnieniem nominalnym, GJ/h; N PWZ zmiana zapotrzebowania mocy do napędu pomp wody zasilającej, MW. Zmiana zużycia ciepła przez turbozespół: 6 QP ΔQP ΔH1 M1 ΔH3 ΔH2 M3 10 ΔN WP M1JP (3) M1 M1 zużycie pary przez turbozespół, t/h; M3 strumień pary do przegrzewacza międzystopniowego, t/h; H1 zmiana entalpii pary świeżej, kj/kg; H2 zmiana entalpii pary za częścią WP turbiny, kj/kg; H3 zmiana entalpii pary międzystopniowo przegrzanej, kj/kg; N WP zmiana mocy części WP turbiny, MW;

4 M1JP jednostkowe zużycie pary przez turbinę, kg/kwh. W obliczeniach pominięto wpływ ciśnienia pary przed turbiną na pracę regeneracji i wtrysk wody do regulacji temperatury pary międzystopniowo przegrzanej, gdyż jest on bardzo niewielki. Zmiana mocy elektrycznej turbozespołu: M1 (ΔH1 ΔH2) 3 N WP 10 η g η m ΔT PWP K PWP 3600 Δ (4) g m iloczyn sprawności turbiny mechanicznej i generatora, %; T PWP zmiana temperatury pary międzystopniowo przegrzanej, C; K PWP korekta mocy elektrycznej uwzględniająca zmianę temperatury pary międzystopniowo przegrzanej, MW/ C. Zmiana entalpii pary za turbiną wynikająca ze zmiany sprawności części WP i zmiany izentropowego spadku entalpii: Δ p p p ΔH1 η WP ( H1 H2s ) 10 η WP ( H1 H2s) 10 H (5) H2s entalpia pary przy rozprężaniu izentropowym od ciśnienia za zaworami P1 do ciśnienia P2, kg/h; WP sprawność wewnętrzna części WP wyznaczona dla parametrów pary za zaworami, %. Indeks p dotyczy parametrów przy pracy poślizgowej. Entalpię pary H2 można byłoby wyznaczyć bezpośrednio na podstawie pomiarów parametrów pary P2 i T2, ale ponieważ parametry te zmieniają się również ze zmianą strumienia pary do turbiny, który podczas pomiarów porównawczych nie będzie taki sam, dokładniejsze wyniki otrzymamy dzięki zastosowaniu powyższego wzoru. Sprawność wewnętrzną wyznacza się jako stosunek rzeczywistego i izentropowego spadku entalpii w układzie łopatkowym części WP turbiny. Parametry pary za zaworami wyznacza się przy założeniu przemiany izentalpowej na zaworach. Ciśnienie pary za zaworami, według prawa przelotności Stodoli-Flügla, zależy wyłącznie od zużycia pary i dlatego dla pracy z poślizgowym oraz nominalnym ciśnieniem pary dolotowej jest ono takie same. W przypadku braku pomiarów ciśnienia pary za zaworami można oszacować to ciśnienie na podstawie przyjętych strat ciśnienia na zaworach przy ich całkowitym otwarciu. Obliczenia efektu pracy z poślizgowymi parametrami pary na podstawie danych uproszczonych W prezentowanej analizie obliczeniowej efektywności pracy bloku z poślizgowymi parametrami pary przed turbiną zastosowana została metoda diagnostyczna, która sprowadza się w zasadzie do zmierzenia, jak w wyniku zmiany ciśnienia pary przed turbiną zmieni się

5 temperatura pary świeżej, temperatura pary wtórnie przegrzanej, sprawność wewnętrzna części WP turbiny bez zaworów regulacyjnych i zapotrzebowanie mocy na napęd pomp wody zasilającej. Poniżej przedstawiono obliczenia teoretycznego efektu pracy z poślizgowymi parametrami pary do turbiny przy założeniu, że temperatura pary do turbiny i pary międzystopniowo przegrzanej będzie równa temperaturze nominalnej, a sprawność wewnętrzna części WP turbiny bez zaworów regulacyjnych nie ulegnie zmianie. Ponadto przy określaniu zapotrzebowania mocy na napęd pomp wody zasilającej założono, że sprawność wewnętrzna pompy również pozostanie bez zmian. Tak wyznaczony efekt będzie ujmował jedynie efekty termodynamiczne związane ze zmianą izentropowego spadku entalpii na części WP turbiny i zmianę przyrostu ciśnienia w pompach wody zasilającej. Przykładowe obliczenia przeprowadzono dla bloku o mocy nominalnej 125 MW i obciążenia bloku na poziomie 70 MW (około 60%), dla którego wykonano również pomiary cieplne z poślizgowym i nominalnym ciśnieniem pary do turbiny. Do obliczeń przyjęto dane wynikające z pomiarów lub z wartości nominalnych: sprawność wewnętrzna części WP turbiny wyznaczona z wyłączeniem zaworów regulacyjnych wynosi 80%; temperatury pary świeżej i międzystopniowo przegrzanej wynoszą 535 C; straty ciśnienia na zaworach regulacyjnych wynoszą 7% przy ich całkowitym otwarciu; sprawność pompy wody zasilającej wynosi 75%; jednostkowe zużycie ciepła wynosi 9900 kj/kwh, a jednostkowe zużycie pary 3,3 kg/kwh; iloczyn sprawności mechanicznej i generatora założono na poziomie 97,5%; dla mocy 70 MW zużycie pary wynosi 230 t/h, a zużycie ciepła wynosi 693 GJ/h. Wyniki obliczeń efektów energetycznych brutto przedstawiono na rysunku 1. Uzyskano następujące efekty energetyczne dla pracy z poślizgowym ciśnieniem pary świeżej w stosunku do pracy z ciśnieniem nominalnym: wzrost strumienia ciepła przekazanego w kotle do pary świeżej o 67 kj/kg; spadek strumienia ciepła przekazywanego parze w przegrzewaczu międzystopniowym o 40 kj/kg; wzrost izentropowego spadku entalpii w części WP turbiny o 19 kj/kg (z 419 kj/kg do 438 kj/kg); wzrost użytecznego spadku entalpii w części WP turbiny o 15 kj/kg (z 336 kj/kg na 351 kj/kg), co w przełożeniu na zużycie pary na poziomie 230 t/h oraz iloczyn sprawności mechanicznej i generatora rzędu 97,5% daje 0,940 MW mocy. Przy zużyciu pary wynoszącym 230 t/h ze względu na zmianę parametrów pary przy pracy z poślizgowym ciśnieniem pary otrzymano następujące wyniki metodą diagnostyczną: zużycie ciepła według wzoru (3) i przy pośrednim zastosowaniu wzorów (4) i (5) maleje o 2,49 GJ/h; jednostkowe zużycie ciepła i jednostkowe zużycie energii chemicznej paliwa brutto według wzoru (1) maleją o 0,36%.

6 Zapotrzebowanie mocy do napędu pomp wody zasilającej wyznaczono na podstawie pomiarowych ciśnień za pompą wody zasilającej. Przy pracy z poślizgowym ciśnieniem pary ciśnienie za pompą wynosiło 10,2 MPa, a przy pracy z nominalnym ciśnieniem pary osiągnęło 14,8 MPa. Gęstość wody przed pompą wynosiła dla obu przypadków 945 m 3 /h, a ciśnienie przed pompą 215 kpa. Teoretyczną moc pompy wyznaczono ze wzoru: m Δp 1 2 N 10 η 3600 ip m strumień wody zasilającej, t/h p przyrost ciśnienia wody w pompie, kpa; objętość właściwa wody (odwrotność gęstości), m 3 /kg; ip sprawność wewnętrzna pompy, %. Na podstawie powyższego wzoru przy pracy poślizgowej moc pomp wody zasilającej powinna zmniejszyć się z 1,330 MW do 0,905 MW, to jest o 0,425 MW. Jednostkowe zużycie energii chemicznej paliwa netto według wzoru (2) zmniejszy się zatem o 0,93%. Obliczenia efektu pracy z poślizgowymi parametrami pary na podstawie danych rzeczywistych W poprzednim rozdziale wykonano obliczenia teoretycznego efektu pracy bloku z poślizgowymi parametrami pary przy założeniu, że temperatury pary do turbiny i międzystopniowo przegrzanej będą równe temperaturze nominalnej, a sprawność wewnętrzna części WP turbiny bez zaworów regulacyjnych i pompy nie ulegnie zmianie. W rzeczywistości zmienia się ilość ciepła przekazywanego w kotle i rozkład tego ciepła między parownik i przegrzewacz. Ponadto zmniejsza się ilość ciepła przekazywanego w przegrzewaczu międzystopniowym. Zmianie może ulec również sprawność wewnętrzna układu łopatkowego części WP turbiny i sprawność wewnętrzna pompy. Poniżej zaprezentowano wyniki pomiarów dla poprzednio rozpatrywanego bloku. Przy pracy z poślizgowymi parametrami pary do turbiny w stosunku do pracy z nominalnymi parametrami: temperatura pary przed częścią WP turbiny spadła o 3 C (z 530,4 na 527,4 C); temperatura pary międzystopniowo przegrzanej wzrosła o 5,3 C (z 513,3 na 518,6 C); sprawność wewnętrzna części WP bez zaworów spadła o 0,3 punkty procentowe (z 80,0 na 79,7%); zapotrzebowanie mocy do napędu pomp wody zasilającej spadło o 0,380 MW wobec 0,425 MW przy założeniu braku zmian sprawności wewnętrznej pompy. Wyniki obliczeń efektów energetycznych brutto przedstawiono na rysunku 2. Uzyskano następujące efekty energetyczne dla pracy z poślizgowym ciśnieniem pary świeżej w stosunku do pracy z ciśnieniem nominalnym: wzrost ciepła przekazanego w kotle do pary świeżej o 49 kj/kg; (6)

7 spadek strumienia ciepła przekazywanego parze w przegrzewaczu pary międzystopniowo przegrzanej o 25 kj/kg; wzrost izentropowego spadku entalpii w części WP turbiny o 18 kj/kg (z 415 kj/kg do 433 kj/kg); wzrost użytecznego spadku entalpii w części WP turbiny o 13 kj/kg (z 332 kj/kg na 345 kj/kg), co w przełożeniu na zużycie pary na poziomie 230 t/h oraz iloczyn sprawności mechanicznej i generatora rzędu 97,5% daje 810 kw mocy. Przy zużyciu pary wynoszącym 230 t/h ze względu na zmianę parametrów pary przy pracy z poślizgowym ciśnieniem pary otrzymano następujące wyniki metodą diagnostyczną: zużycie ciepła według wzoru (3) i przy pośrednim zastosowaniu wzorów (4) i (5) maleje o 2,8 GJ/h; jednostkowe zużycia ciepła i jednostkowe zużycie energii chemicznej paliwa brutto według wzoru (1) maleją o 0,41%; jednostkowe zużycie energii chemicznej paliwa netto według wzoru (2) maleje o 0,95%. W porównaniu do obliczeń na danych teoretycznych wynik jest prawie taki sam, gdyż niewielki spadek sprawności wewnętrznych części WP turbiny bez zaworów regulacyjnych i pompy oraz spadek temperatury pary przed turbiną zostały zrównoważone przez wzrost temperatury pary międzystopniowo przegrzanej. Efekt energetyczny pracy z poślizgowymi parametrami pary wykazany w bezpośrednich pomiarach Na rysunku 3 zamieszczono wykresy zmian jednostkowego zużycia ciepła uzyskane przy bezpośrednich pomiarach cieplnych turbozespołu, dla którego wyniki obliczeń metodą diagnostyczną podano powyżej. Z wykresów widać, że efekt energetyczny wykazany w bezpośrednich pomiarach jest o około 0,5% większy niż wyznaczony na podstawie metody diagnostycznej i dla mocy brutto 70 MW wynosi odpowiednio: 0,9% dla wskaźnika brutto i 1,5% dla wskaźnika netto. Należy jednak podkreślić, że biorąc pod uwagę niepewności pomiarowe wykazane wcześniej wartości poprawy 0,41% dla wskaźnika brutto i 0,95% dla wskaźnika netto są bardziej wiarygodne. Warto dodać, że wykazane efekty dodatnie pracy przy ciśnieniu poślizgowym dla bloku 125 MW nie są normą. Dlatego też na każdym bloku, na którym zamierza się wprowadzić taką regulację jego mocy, warto przeprowadzić pomiary i analizę zaprezentowaną powyżej. Aby udowodnić, że mogą wystąpić również efekty ujemne przy pracy z ciśnieniem poślizgowymi, poniżej pokazano wynik dla bloku 370 MW, gdzie porównano efektywność jego pracy przy ciśnieniu poślizgowym i modyfikowanym. Uzyskano następujące wyniki pośrednie: temperatura pary przed częścią WP turbiny nie uległa zmianie; temperatura pary międzystopniowo przegrzanej wzrosła o 6,0 C (z 524,4 na 530,0 C);

8 sprawność wewnętrzna części WP bez zaworów spadła o ponad 4,0 punkty procentowe (z 94,5 na 90,5%); pobór pary przez turbinę pomocniczą spadł o 3,7 t/h (z 45,7 na 42 t/h). W wyniku dużego spadku sprawności części WP bez zaworów efekt wyrażony w jednostkowym zużyciu ciepła odniesionym do mocy turbozespołu był dla pracy z pełnym poślizgiem ujemny wystąpił wzrost jednostkowego zużycia w stosunku do pracy z ciśnieniem modyfikowanym o około 0,15%. Wpływ pracy z poślizgowymi parametrami pary na naprężenia termiczne W związku ze zmianami temperatury nasycenia przy pracy z ciśnieniem poślizgowym walczak jest narażony na zmiany temperatury czynnika. Przykładowo dla bloku 125 MW w przedziale obciążeń od 100 do 60% temperatura nasycenia w walczaku zmienia się w zakresie od 332 do 297 C, co prowadzi do występowania w nim naprężeń termicznych. Biorąc po uwagę rygorystyczne wymagania dotyczące przyrostu mocy o 4% na minutę, daje to maksymalny gradient temperatury w czasie na poziomie 1 C na minutę. Jednocześnie przy nominalnym ciśnieniu pary do turbiny występuje gradient temperatury przy zmianie obciążenia przed układem łopatkowym części WP. W przedziale obciążeń od 100 do 60% temperatura pary za zaworami regulacyjnymi przy ciśnieniu nominalnym zmienia się w zakresie od 529 do 504 C, co daje maksymalny gradient temperatury na poziomie 0,6 C na minutę. Podsumowując, przy pracy na parametrach poślizgowych pary świeżej można zakładać wystąpienie gradientu temperatury w walczaku maksymalnie na poziomie 1 C na minutę, a przy pracy z nominalnym ciśnieniem pary świeżej można zakładać wystąpienie gradientu temperatury pary przed układem łopatkowym części WP maksymalnie na poziomie 0,6 C. Inaczej mówiąc, przy pracy z poślizgowym ciśnieniem pary w stosunku do pracy z ciśnieniem nominalnym gorsze warunki pod względem naprężeń wystąpią na kotle, a lepsze na turbinie. Przy przejściu na poślizgowe parametry pary do turbiny należy zatem skonsultować sprawę naprężeń termicznych z dostawcą kotła. Podsumowanie W artykule na przykładach rozpatrzono korzyści i wady będące rezultatem pracy bloku z poślizgowym ciśnieniem pary przed turbiną w stosunku do pracy z nominalnym ciśnieniem. W szczególności analizowano metodykę wyznaczania efektu energetycznego, zwracając uwagę na wartości niepewności pomiarowych odniesionych do wartości zmian wskaźnika przy zmianie regulacji mocy bloku. Wykazano, że do prawidłowej oceny wpływu pracy z poślizgowym ciśnieniem pary przed turbiną niezbędne są pomiary: zmian parametrów pary świeżej i międzystopniowo przegrzanej, sprawności wewnętrznej części WP bez zaworów oraz zapotrzebowania mocy do napędu pomp wody zasilającej.

9 W przypadku bloku o mocy nominalnej 125 MW przy jego obciążeniu na poziomie 60% wyznaczono maksymalne efekty dla jednostkowego zużycia energii chemicznej paliwa brutto na poziomie około 0,4% i netto na poziomie około 1%. Ponadto wykazano, że przy pracy z poślizgowym ciśnieniem pary do turbiny należy uwzględnić wystąpienie gradientu temperatury w walczaku na poziomie maksymalnie 1 C na minutę. Pełna wersja artykułu z rysunkami dostępna on-line Literatura [1] Ochęduszko S.: Termodynamika stosowana, Wydawnictwa Naukowo-Techniczne, Warszawa [2] Witalis B.P.: Constant and sliping-pressure option for new supercritical plants, , [dostęp: ]. [3] Sprawozdanie z pomiarów jednostkowego zużycia ciepła przez turbinę 13UK125 ( ). Badania eksploatacyjne turbiny 13UK125 i bloku BC90, opracowanie ENERGOPOMIAR Sp. z o.o., Gliwice 2005 (niepubl.). [4] Sprawozdanie z cieplnego badania bilansowego po modernizacji bloku ( ). Cieplne badanie turbozespołu i bloku dla pracy turbozespołu przy ciśnieniu pary dolotowej poślizgowym oraz modyfikowanym dla czynnej oraz wyłączonej regeneracji wysokoprężnej, opracowanie ENERGOPOMIAR Sp. z o.o., Gliwice 2005 (niepubl.).