125MW中间再热机组热力系统计算

1 1 125MW125MW 中间再热机组热力系统计算及调节中间再热机组热力系统计算及调节 系统特性分析系统特性分析 摘要 该文对凝汽式 125 MW 中间再热式机组进行了全面性热力系统计算 其中包括 回热系统计算 主蒸汽系统计算 旁路系统计算 再热蒸汽系统计算 循环水系统 给水系统 凝结水系统等的 和经济性分析 并对其中各个部分构件 给水泵 凝结水 泵 循环水泵及系统间的连接管道等 进行了选型和校核 同时结合调节系统分析其 中存在的问题 提出切实可行的措施来提高机组的经济性和系统的安全性 关键词 管径 主蒸汽系统 再热系统 给水泵 保温材料 1 1 绪 论 1 我国的能源构成及现状 能源是国民经济的重要物质基础 我国能源丰富 但分布严重不均 水力资源的 90 分布在西部 煤炭资源的 80 分布在北部 而 70 的能源消费集中在东部及沿海新 开发区 水力资源富矿不多 开发难度大 上述原因决定了我国的电力事业是以煤电 为主 并且在以后相当长的一段时间内不会有变化 2 我国电力规划及火电技术发展动向 根据对我国经济发展的预测 我国的经济增长趋势为 2000 2010 年为 6 8 2010 2020 年为 5 6 3 根据此预测 到 2020 年我国的装机总容量将达到 790 1GW 1 为了降低平均能耗和提高资源利用率我国在未来将大力发展 2 600MW 甚至 1000MW 等级的超临界压力机组 研制 300 600MW 空冷机组以及超高压参数 亚临界参数的 200 300MW 高效供热式机组 3 强化环境保护 发展洁净燃煤技术 4 大力发展中间负荷机组 适应电网调峰需要 5 发展能源多元化 适当发展核电和新能源 6 进一步提高火电自动化水平 实现自动测量控制及单元机组集控值班 2 2 1 原则性热力系统计算原则性热力系统计算 以规定的符号表明工质在完成热力循环时所必须流经的各主要热力设备之间的联 系线路图 称为原则性热力系统 火力发电厂的原则性热力系统热平衡计算的主要目的是 确定电厂在不同运行工 况时各部分汽水流量及其参数和全厂的热经济指标 如锅炉蒸发量 汽轮机总耗汽量 汽轮机热耗率 全厂热耗率 全厂热效率等 分析其经济性 并将最大负荷工况计算 结果作为选择各辅助设备和管道的资料依据 1 1 近似热力过程线的拟定 由 C 查 h s 图得 0 13 24PMpa 0 535t 0 3430 hkJ kg 设进汽机构节流损失 00 0 050 662PPMpa 由高压缸排气压力 2 55 r PMpa 查得 2 2940 t hkJ kg 高压缸理想比焓降 102 490 mac tt hhhkJ kg 估计汽轮机高压缸相对内效率为 1 90 ri 有效比焓降 11 441 macmac iiri hhkJ kg 再热蒸汽由高压缸排出经再热后进入低压缸 此过程为等压过程 所以 再热后 3 3540 hkJ kg 由排气压力查 h s 图 得 c P 5 2240 t hkj kg 低压缸理想比焓降 235 1300 mac tt hhhkJ kg 估计低压缸相对内效率为 2 85 ri 低压缸理想比焓降 222 1105 macmac iir hhkJ kg 低压缸排气比焓 532 354011052435 mac i hhhkJ kg 整机理想比焓降 12 1546 macmacmac iii hhhkJ kg 3 3 125MW 中间再热式汽轮机近似热力过程线 1 21 2 估算汽轮机进汽量估算汽轮机进汽量 0 D 设 1 2m 25 Dt h 0 99 m 0 97 g 则 式中 汽轮机的设计功率 kW e P 通流部分理想比焓降 见图 kJ kg mac t h 气轮机通流部分相对内效率的初步估计值 ri 机组的发电机效率 g 机组的机械效率 m 考虑阀杆漏汽和前轴封漏汽及保证在初参数下降或背压升高时仍D 能发出设计功率的蒸汽余量 通常取 D D0 3 左右 t h 0 3 6 125000 3 6 1 225 1546 0 99 0 97 390 e mac img P DmD h t h 4 4 考虑回热抽汽引起进汽量增大的系数 它与回热级数 给水温度 m 汽轮机容量及参数有关 通常取 m 1 08 1 25 之间 背压式汽轮机取 m 1 1 1 3 3 确定抽气压力确定抽气压力 该机采用压力式除氧器 GC 440 GC 440 工作压力 Mpa 进水温度 C 出水温度 C 0 713146 2167 2 工作压力为 0 713Mpa 对应的饱和水温度 ted 167 2 考虑到非调节抽汽随负荷变化的特 点 为了维持所有工况下除氧器定压运行 供给除氧器的回热回热抽汽压力一般比除 氧器工作压力高 0 2 0 3Mpa 根据给水温度 tfw 243 C 可得 H1高压加热器给水温度 tw2 243 C 且除氧器出口水温 twd 167 2 C 根据等温升分配原则得 H2高压加热器给水出口水温 tw2 167 2 5 取为 220 C 同样方法可选取各低压加热器的出口水温 tw2 见表 1 243 167 2 2 加 热 器 号 抽气压 力 Pe Mpa 抽气比焓 he kj kg 抽气管压 损 Pe Pe 加热器 工作压 力 Pe Mpa 饱和 水温 度 te C 饱和水比 焓 he kj kg 出口 端差 t C 给水 出口 水温 tw2 C 给水出口 比焓 hw2 kj kg H 1 4 175311083 8412481075 652431051 5 H 2 2 77301582 55225966 625220943 46 H d 0 8593260170 713167 2706 130167 2706 13 H 0 503313080 463149 2627 963146 2615 02 5 5 3 H 4 0 237295580 218123516 523120503 76 H 5 0 0886278580 081594393 77391381 14 H 6 0 0285261580 026266676 26363263 71 1 4 各级加热器回热抽气量计算 1 4 1 H1高压加热器给水量计算 Dfw D0 DL DL1 Dej 390 10 5 0 5 385 5 t h H1高压加热器 6 6 该加热器平衡式 Dej he1 he1 h Dfw hw2 hw1 h 0 98 加热器效率 该机回热抽汽量为 21 1 11 Dhh wwfw De hh eeh 385 5 1051 5 874 91 3110 1075 6 0 98 t h 34 1 H2高压加热器 先不考虑漏入 H2高加的轴封漏汽量 DL1以及上级加热器 H1流入本级的疏水量 De1 则该级抽汽量为 21 2 22 Dhh wwfw D e hh eeh 385 5 943 46 706 13 3015 966 62 0 98 t h 45 6 考虑上级加热器疏水流入 H2高加并放热可使本级抽汽量减少的相当量为 12 11 22 1075 6 966 62 34 1 3015 966 62 hh ee DD e ee hh ee t h 1 8 考虑前轴封一部分漏汽量 DL1漏入本级加热器并放热可使本级回热抽汽减少的相当量 2 11 22 hh l DD l el hh ee 3200 966 62 5 3015 966 62 7 7 t h 5 45 h1 轴封漏汽量的比焓值 h1 3200 KJ 本级高加 H2实际抽汽量 221 DDDD eeelel e 45 6 1 8 5 45 t h 38 35 H2高压加热器 Hd除氧器为混合式加热器 12211 DhDDDhDhDh ew eeewed edlfw ed 121 DDDDDD ew eeledfw 将已知数据代入得 除氧器抽汽量 t h 3Ded 凝结水量 t h 305 05Dew 8 8 Hd除氧器 H3低压加热器 21 3 33 hh ww DDcw e hh eeh 615 02 503 76 305 05 3130 627 96 0 98 t h 13 9 H4低压加热器 21 4 44 503 76 381 14 305 05 2955 516 52 0 98 15 6 hh ww DDcw e hh eeh t h H3的疏水流入 H4引起的抽汽量的减少量 9 9 34 33 44 627 96 516 52 13 9 2955 516 52 0 63 hh ee DD ee hh ee t h 15 6 0 63 14 97 443 DDDt h eee e H5低压加热器 21 5 55 381 14263 71 305 05 2785 393 77 0 98 15 3 hh ww DDcw e hh eeh t h 54 44 55 516 52 393 77 14 97 2785 393 77 0 77 hhe e DD e ee hh ee t h 554 15 3 0 77 14 53 DDD eee e t h H6低压加热器 21 6 66 263 71 137 72 305 05 2615 276 26 0 98 16 8 hh ww DDcw e hh eeh t h 1010 56 55 66 393 77276 26 14 53 2615 276 26 0 73 hh ee DD e ee hh ee t h 566 16 8 0 73 10 98 DDDe e ee t h 1 5 流经汽轮机各级组的蒸汽流量及其内功率计算 调节级 390 0 Dt h 002 0 3 6 390 3430 3230 3 6 21666 Dhh pi kw 第一级组 10 390 10 380 DDDl t h 11 3 6 3200 3110 380 3 6 9488 hh lel PD i kw 第二级组 101 380 34 1 345 9 DDDe t h 1111 12 2 2 3 6 3110 3015 345 9 3 6 9127 ee hh PD i kw 第三级组 332 345 9 38 35 307 55 e DDD t h 3 44 3 6 3540 3260 304 55 3 6 23687 ed i hh PD kw 第四级组 543 304 55 13 9290 65 e DDDt h 第五级组 654 290 65 14 97275 68 e DDDt h 34 66 3 6 31302955 275 68 3 6 13401 ee i hh PD kw 第六级组 765 275 68 14 53261 15 e DDDt h 45 77 3 6 2955 2785 261 15 3 6 12332 ee i hh PD kw 第七级组 876 261 15 16 07245 08 e DDDt h 1212 45 77 3 6 2955 2785 261 15 3 6 12332 ee i hh PD kw 第八级组 876 261 15 16 07245 08 e DDDt h 56 88 3 6 2785 2615 245 08 3 6 11574 ee i hh PD kw 第九级组 6 98 3 6 2615 2395 245 08 3 6 14977 ez i hh PD kw 整机内功率 0129 128883 iiiii PPPPPkw 1 6 计算汽轮机装置的热经济性 机械损失 1 128883 1 0 99 1288 83 mim PPkw 汽轮机轴端功率 128883 1288 83127596 17 aim PPP 发电机功率 127594 170 98125042 eag PPkw 符合设计工况的要求 说明原估计的蒸汽量正确 若功率达不到设计125000 e Pkw 0 D 要求则需修正进汽量并重新进行计算 0 D 汽耗率 33 0 10390 10 3 119 125042 e D dkgkw h P 不抽汽室 回热抽汽停用 估计汽耗率 1313 3 0 00 10 3 6 390000 390 34302395 1288 830 97 3 6 3 628 z mg D d D hh P kgkw h 汽轮机装置热耗率 0 3 119 3430 1051 5 7418 5 fw qd hh kjkw h 汽轮机绝对电效率 36003600 48 53 7418 5 el q 125MW 中间再热机组原则性热力系统图 1 给水泵 2 凝结水泵 1414 2 主蒸汽及旁路系统全面热力计算 2 1 主蒸汽系统 火电厂主蒸汽系统 包括从锅炉过热器出口至汽轮机进口的主蒸汽管道 和通往 各用新蒸汽的支管 对于中间再热式机组还包括从汽轮机高压缸排汽至锅炉再热器入 口的冷却再热管道 和从再热器出口至汽轮机中压缸进口的热再热管道 主蒸汽系统的型式主要是从可靠性 灵活性 经济性 方便性四个方面来进行分析比 较 再热式机组都是大容量机组 其工作参数高的大直径新蒸汽管和热再热蒸汽管均 为耐热合金钢管 价格昂贵 有的还要耗用大量外汇来进口 此时单元制主蒸汽系统 管线短 阀门少 投资省等优点显得很重要 单元式机组的控制系统是按单元设计制 造的 各单元的情况不尽相同 而且同容量相同蒸汽初参数的再热式机组的再热参数 却相互间有差异 所以再热凝汽式机组或再热供气式机组 应采用单元制主蒸汽系统 主蒸汽系统图 1 锅炉 2 高压主汽门 3 中压主汽门 计算主蒸汽管道的内径 壁厚 选择管材 主蒸汽管道内径 594 7 290 0 0256 594 7 50 266 i G D mm 1515 介质质量流量 t hG 介质比容 m3 kg 由热力性质图表查得 0 0256 介质流速 m s 取 50m s 13 24 266 014 2 2 110 1 2 1 0 7 13 24 m Smm 管道最小壁厚 mm m S 设计压力 Mpa P 管道内径 mm n D 棺材选用 12cr1mov 设计温度下的许用应力 110 t 1 0 0 7y 0 13 24 266 014 2 2 110 1 2 1 0 7 13 24 m Smm 直管计算壁厚 cm SSC m CAS 对于管子规格以最小内径 最小壁厚标示的无缝钢管 取 0C 2 2 计算旁路管径及壁厚 旁路系统是指高压蒸汽参数不进入汽轮机 而是经过与汽轮机并联的减压减温器 将减压温后的蒸汽送入再热器过低参数的蒸汽管道或直接排至凝汽器的连接系统 根 据实际情况选择了低压旁路即再过热后的蒸汽绕过中 低压缸直接引入凝器汽的旁路 系统 旁路系统的主要作用 保护再热气 1 协调启动参数和流量 缩短启动时间 延长汽轮机寿命 2 回收公质热量 降低噪声 3 防止锅炉超压 兼有锅炉安全阀的作用 4 电网故障或机组甩负荷时 锅炉能维持热备用状态或带厂用电运行 5 1616 蒸汽中间再热机组的旁路系统 是单元式机组启动停机或事故工况时的一种重要 协调和保护手段 虽然装旁路系统使投资增加 但是可以用保护再热器 缩短启动时 间 减少启动时工质损失及热损失 增长机组使用年限等方式得以补偿 两级旁路串联系统 高压旁路 1 由上述管径计算公式得旁路管径 594 7 110 0 107576 594 7 50 289 7 i G D mm 其中 110G 0 107576 50 管径壁厚 13 24 289 7 018 2 110 1 2 1 0 7 13 24 m Smm 低压旁路 2 C 0 5PMpa 160t 114 Gt h 50 m s 由热力性质图表得0 38358 594 7 114 0 38358 594 7 50 556 i G D mm 1717 2 5 556 06 56 2 110 1 2 1 0 7 13 24 m Smm 2 3 计算旁路系统中减温减压器耗水量 所需减温水量 w byby GD 高压旁路 1 0 1 110 by D 110 0 111 w by Gt 低压旁路 2 0 4 114 by D 114 0 445 6 w by Gt 2 4 计算管道保温层厚度 选择保温材料 0 2 i DD 00 1 ln 2 na ii DDf tt A DPs 主蒸汽 1 266 i Dmm 0 266 14280Dmm 由上式简化得 00 ln1 94 ii DD DD 设 解得 0 i D x D ln1 94xx 2 315x 0 2 3152 315 0 280 608 i DD 0 0 6480 28 0 184184 22 i DD mmm 旁路系统高压段 2 289 7 i Dmm 0 289 7 18307 7Dmm 同上 00 ln1 766 ii DD DD 解得 0 2 215 i D D 1818 0 2 2152 215 0 30770 68 i DD 0 0 880 308 0 372372 22 i DD mmm 旁路系统低压段 3 556 i Dmm 0 5566 56562 6Dmm 00 ln0 971 ii DD DD 解得 0 1 745 i D D 0 0 745 0 56 0 208208 22 i DD mmm 2 5 主蒸汽管道上的总散热损失 0 0 11 ln 2 a i tt q D DD 管道外壁温度 C535t 保温层环境温度 C20 a t 管道保温层外径 0 280Dmm 管道保温层内经 266 i Dmm 保温材料热导率 0 06 外表面传热系数 W m2 C 11 636 3780 5q 3 凝结水系统 3 1 计算凝结水泵的进 出口压头 选型 安装 2 台凝结水泵 容量为最大凝结水量的 110 1 运行 1 备用 1234 633 6 1 1 5 1 101 20 201 1 5 0 713 1095 1 101 15 83 94 10 102 074 10996 9 8 149 3 ns HPPPP g m 凝结水泵扬程 m ns H 除氧器最大工作压力 Pa 1 P 1919 除氧器凝结水入口与凝汽器热井最低水位间的静水位差 Pa 2 P 大气压力减去凝结器中最低绝对压力后的数值 Pa 3 P 从凝汽器热井到除氧器凝结水入口 包括喷雾头 的最大凝结水流量时的流动阻力 4 P Pa 凝结水密度 12 260 1754 38 314 55 nnsns s QQQ t h 110 346 ns Qt h 选用 16NL 160 型凝结水泵 流量 355 t h 扬程 158 m 效率 74 转速 1475 r min 上海水泵厂 电动机 225kw 3 2 计算该系统管道的内径 壁厚及散热损失 管径 594 5 314 55 594 5 1 5 996 273 G d mm 2020 取1 5 m s 最小壁厚 选用 20G 钢材 134 t Mpa 22 1 1 46 273 0 2 134 1 2 1 0 4 1 46 1 5 n mt PD S y P mm C 允许最大散热损失 163W m2243 fw t 0 2 i DD 1 00 1 ln 2 na ii DDf tt A DPs ni 2 保温层厚度 m 管道保温层外径 m 0 D 管道保温层内径 m i D 单位换算系数 1 A 3 1 1 9 10A 保温材料热导率 w m C 年运行时间常年运行可取 8000h 采暖运行按 3000h 热价 元 106kJ 取元 n f5 n f 设备和管道外壁温度 C 对无内衬金属设备和管道可取介质温度 取t C137 4t 保温结构周围环境温度 C 取 C a t20 a t 保温结构单位造价 元 m3 i P 保温层单位造价 600 元 1 P 保护层单位造价 150 元 2 P 2121 保温工程投资贷款年分摊率 按复利计 s 1 1 1 n n ii s i 计算年限 取 5 10 年n 年利率 取 6 10 i 外表面传热系数 w m C 一般取 w m C 11 63 w m C 0 0380 00021 146 20 0554 2732 1 5276 i Dmm 包装运费 220 元 m 施工费 350 元 m 保温材料损耗率一般为 3 6 取 4 1m3保温管壳约需金属板保护层面积 15m2 假定保温层厚度为 80mm 每 1m2 金属板费用为 10 元 则元600 1 04220350 1 5 101344 i P 将数据代入得 2 00 ln0 0653 20 276 DD 解得 0 1 4 0 276 D 0 0 3864386 4Dmmm 0 386 4273 56 7 22 i DD mm 取57mm 散热损失 0 0 2 11 ln 2 3 14 137 420 1386 41 ln 2 0 055427611 63 386 4 121 3 a i tt q D DD W m 由 163W m2 所以符合要求 q 2222 4 给水系统 给水系统是发电厂热力系统的重要组成部分 它的工质流量大 压力高 对发电 厂的安全 经济 灵活运行至关重要 本设计采用单元制给水系统 因其系统简单 投资省 中间再热凝汽式机组或中 间再热供热式机组的发电厂都采用单元制给水系统 给水泵的选择 本次设计采用电动给水泵 因为本次设计容量为 125MW 属于中小机组 电动给水泵体积小 安装方便 投资 较少 故采用电动给水泵 单元制给水系统 4 1 计算给水泵进出 口压头 选择型号 安装两台给水泵 容量为过路最大连续蒸发量的 110 一台运行 一台备用 390 110 429t h 选型 DGT480 180 流量 440t h 扬程 1800 m 效率 78 5 转速 4640r min 上海电力修造厂 1 2 3 4 2323 电动机 2 3200 kw 给水泵扬程 102 gsbcygsjsyj HPPPPPHH 锅炉汽包压力 Mpa b P 开启安全法所需多余压力 Mpa 一般取P 0 030 05 b PP 0 03 b PP 除氧器工作压力 Mpa cy P 给水管路的阻力 取 gs P 80 gs P 金水管路的阻力 取 js P 60 js P 水泵中心至锅炉汽包正常水位几何高度差 取 40m y H 由除氧器最低水位至水泵中心的几何高度差 取 10m j H 0 030 03 13 240 3972 b PP 13 240 39720 713 102806040 101508 gs Hm 4 2 计算给水管道内径 壁厚及散热损失 管径 594 5 390 594 5 2 5 996 235 G d mm 给水管路水的许可流速取 2 5m s 最小壁厚 22 1 13 24 235 0 2 134 1 2 1 0 4 13 24 13 n mt PD S y P mm C 允许最大散热损失 163W m2 245 fw t 2424 0 2 i DD 1 00 1 ln 2 na ii DDf tt A DPs 2 代入数据 由得 2 3 00 10 10 0 0554 8000 5 24320 ln1 9 10 7 1 7 20 261 1344 1 7 1 DD 00 ln0 09655 20 261 DD 00 ln0 739 0 2610 261 DD 得 0 1 59 0 261 D 0 1 59 0 2610 415415Dmmm 0 415261 77 22 i DD mm 散热损失 0 0 2 11 ln 2 3 14 24320 14151 ln 2 0 055426111 63 415 160 a i tt q D DD W m 由于 163W m2 所以满足要求 q 2525 5 蒸汽再热系统 采用蒸汽再热是保证汽轮机最终湿度在允许范围内的一项有效措施 只要再热参 数选择合适 再热就是进一步提高初压和热经济性的重要手段 再热循环热力系统 5 1 再热蒸汽管道内径 壁厚 再热冷段 1 594 7 i G D 314 Gt h 50 m s 0 1051 314 0 1051 594 7 50 579 596 i D 22 1 n mt PD S y P 选用 20G 钢材 2 55P 579 596 n D 109 t 2626 将数据代入上式得 取4 75 m Smm 5 m S 再热热段 2 其蒸汽压力 温度和主蒸汽管道相同 因此管道的选取同主蒸汽管道 5 2 保温层厚度及散热损失 保温层厚度 0 2 i DD 1 00 1 ln 2 na ii DDf tt A DPs 2 由得 2 3 00 20 0 06 1000 2942 0 06 ln3 795 10 2335 0 1741 63 0 6977 i DD D 解得 0 1 56 0 5850 9126D 0 0 91260 585 0 1638164 22 i DD mm 散热损失 C C 318t 20 a t 0 585Dmm 579 5 i Dmm 0 06 11 63 0 0 11 ln 2 a i tt q D DD 将数据代入上式 得 2 3088 54 qw m 6 循环冷却水系统 6 1 计算冷却水量 选择循环水泵的型号 2727 21 kkk ww D hh W C tt 进入凝汽器的蒸汽量 k D 汽轮机的排气焓 k h 背压为时的饱和水焓 k h k D 冷却水的比容C 凝汽器出口冷却水温 2w t 凝汽器进口冷却水温 1w t 2wst tt 凝汽压力下的饱和温度 s t 凝汽器端差 C t 5 t C 2 32 8527 8 w t 冷却循环水量 3 260 17 1000 2395 137 4 182 10 27 820 18009 W kg h 凝汽器选用 N 7000 型 冷却面积 6800m2 冷却水量 17800m3 h 冷却水温 20 C 选用两台循环水泵 其总出力等于该机组的最大计算用水量 型号 48sh 22 流量 11000m3 h 扬程 26 3m 转速 485r min 效率 86 8 电机功率 1150 生产厂家沈阳水泵厂 6 2 计算循环水管内径 壁厚 2828 18 8d 在工作状态下的体积流量 m3 h 在工作状态下的体积流量 m s 17800 18 818 81586 2 5 dmm 循环水管壁厚 22 1 0 25 1586 2 134 1 2 1 0 4 0 25 1 5 n mt PD S y P mm 2929 7 调节系统特性分析 7 1 中间再热机组调节系统的特点 为了提高机组效率 近代高参数大功率机组普遍采用中间再热 由于采用中间再 热必须采用单元制系统 取消了各机组之间的母管联系 锅炉的容量与汽轮机的容量 基本相同 致使蒸汽贮备能力下降 当外界负荷变化较大时 蒸汽压力发生很大波动 尤其是直流锅炉压力波动更大些 因此破坏了原来调节系统的转速偏差与功率变化之 间的比例关系 众所周知 不论是机械调节系统或是液动调节系统 都是把负荷扰动引起的转速 变化信号 n 输入调速器 再经过滑阀油动机的放大作用 控制调节阀的开度变化 在额定蒸汽参数下功率的变化与阀门开度成正比 最终使转速偏差 n 与功率变化 N 成正比 采用单元制系统后 由于气压波动大 破坏了上述比例关系 当然也就破坏 了一次调频能力 其次 由于中间再热和相应的管道中存有大量的蒸汽 形成了一个 庞大的蒸汽空间 即所谓中间容积 当高压调节阀动作时 由于压力扰动传播要有一 定时间 要充满中间容积也要有一定时间 因此 中低压缸的功率变化要滞后 其滞 后时间长短决定于中间容积的大小 另外 随着自动化水平的提高 要求机组自动化水平也提高 进而要求用计算机 进行过程控制 很显然 过去的机械或液动调