沿程加热气泡泵流动沸腾模拟研究

沿程加热气泡泵流动沸腾模拟研究
赟 孔则
杨洪海 段文利 陈玉萍 黄欣宇 东华大学环境科学与工程学院
摘 要： 利用两相流理论建立二维稳态气泡泵两流体模型， 以1atm 下饱和水为工质， 采用CFX­19 模拟研究沿程 加热气泡泵流动沸腾中流态问题， 探究热流密度， 管径和流量对气泡泵性能影响。

结果表明出口液相表观速度和
泵送比变化相似， 均随热流密度的增加先增大后减少， 呈现抛物线变化。

随着管径的增大， 泵送比最大值反而随之 减小。

提升管管径增大在气泡泵轴向结合流态分析， 得出最佳提升性能下的流态为搅拌流。

当热流输入达到最佳
热流密度时， 液相速度在轴向上表现出先增大后减小的趋势。

模拟不同管径和进口质量流量， 发现最佳热流密度 与进口质量流量存在二次函数关系， 与管径成一次函数关系。

关键词： 气泡泵 沿程加热 空泡份额 流态分析 最佳热流密度
Numerical Simulation Study on Flow
Boiling of Bubble Pump along Heating
KONG Ze­yun,YANG Hong­hai,DUAN Wen­li,CHEN Yu­ping ， HUANG Xin­yu
College of Environmental Science and Engineering,Donghua university
Abstract: The two­phase flow theory is used to establish a two­fluid model of a two­dimensional steady­state bubble ing saturated water at 1atm as the working medium,CFX­19is used to simulate the flow behavior of the bubble pump along the heating process,and to explore the heat flow density,pipe diameter and flow rate's impact on bubble pump performance.The results show that the apparent velocity of the outlet liquid phase and the pumping ratio change similarly,and both increase first and then decrease with the increase of the heat flux,showing a parabolic change. As the pipe diameter increases,the maximum pumping ratio decreases accordingly.The increase in the pipe diameter of the riser is combined with the flow pattern analysis in the axial direction of the bubble pump,and it is concluded that the flow pattern under the best lifting performance is the stirring flow.When the heat flow input reaches the optimal heat flow density,the velocity of the liquid phase increases first and then decreases in the axial direction.Simulating different pipe diameters and inlet mass flow rates,it is found that there is a quadratic function relationship between the optimal heat flux density and the inlet mass flow rate,and a linear function relationship with the pipe diameter.
Keywords:bubble pump,heating along the way,cavitation fraction,flow pattern analysis,optimal heat flux density
收稿日期： 2020­12­11
作者简介： 赟 孔则 （1996~）， 女， 硕士研究生； 上海市松江区东华大学环境学院 3137室 （201620）； E­mail:********************
1 引言
气泡泵是无泵吸收式制冷循环的核心部件。

图 1 为气泡泵运行示意图。

工作流体由低位储液器进入气
泡泵底部， 工质受热气化形成气液两相流， 在压差和浮 力共同作用下将工作流体提升到高位储液器， 高位储
液器的循环工质再流回低位储液器， 形成一个循环 [1]。

第41 卷第 4 期 2022 年4 月
建 筑 热 能 通 风 空 调
Building Energy &Environment Vol.41No.4 Apr.2022.5~11
文章编号： 1003­0344 （2022） 4­005­7
. All Rights Reserved.
图1 气泡泵运行原理的示意图
目前，国内外学者对于沿程加热在实验研究方 面： Bernd [2]进行了不同加热类型对气泡泵的泵送性能 影响的实验研究， 结果表明加热类型对泵送性能有很 大影响。

加热的相对长度越短， 泵送比就越高。

Pfaff [3]研究了溴化锂 ­水吸收式制冷机中气泡泵的震荡问 题。

研究发现减小气泡泵提升管内径、 增大加热功率、 气泡泵的震荡周期缩短。

实验研究有其局限性， 尤其 是在加热方式和可视化方面很难做到两全其美， 而数 值模拟研究能有效应对这个问题。

Benhmidene [4,5]建立 了在恒定热流下沸腾混合氨水的一维双流体模型， 运 用数值模拟气泡泵在不同管径和热流密度下性能进 行研究， 发现最佳运行工况下热流密度管径有关。

Soo W.Jo [6]在 Benhmidene基础上采用双流体模型进行多 维数值模拟， 发现热流密度越高或者直径越小时泵送 比越高。

沿程加热气泡泵实际运行中的加热量以及进口 质量流量与管径耦合。

所以本文在现有研究基础上， 以水为工质，采用CFX­19建立二维模型研究沿程加 热气泡泵流动沸腾情况， 并进一步研究最佳加热量与 管径和进口质量流量的关系。

2控制方程及计算模型建立
本研究采用两流体模型，关键需要湍流方程封 闭， 解决此封闭模型需要： 相间动量， 相间能量， 相间质 量传输模型及壁面沸腾模型。

由于双流体模型所涉及 的方程数量很多， 为节省计算成本， 通常采用迭代算 法， 即先求解动量方程， 然后在此基础上求解其他方 程。

因此动量方程的准确性就直接或间接地决定了整 个数值计算结果的准确性。

2.1相间动量传输方程
气液两相间的动量运输表示为界面力的形式， 界 面力包括曳力F D和非曳力，其中非曳力包括升力F L、 壁面润滑力F W和湍流耗散力F T D等。

单位体积内两相 间总的作用力为以上力之和，取 l或 v 分别表示液相 和气相：
（1） 式 （1） 中右侧各项则参照文献[11­12]推荐的公式 计算。

2.2相间质量传输方程
在气泡泵中气相由液相汽化产生， 液相只要达到 运行压力下的饱和温度即可产生气泡，反之冷凝。

假 定气相在两相流中始终处于饱和温度， 传热传质发生 在气液两相的界面上。

质量传输有用户自定义质量传 输， 质量传输选择热相变模型， 并给定其饱和温度。

单 位体积内相间传质速率表示为：
式中： A v l表示气液两相界面面积， T sat表示饱和温度， h vl 为气液两相界面处焓值。

2.3相间能量传输方程
气液两相间的质量， 动量和能量都是通过两相界 面进行传递， 由于产生的气泡弥散在液相中， 因此将气 相看作离散相，液相看作连续相。

界面传热模型选用 Two Resistance Model模型 。

连续相选择 Ranz­Marshall模型，离散相选择zero resistance模型。

Ranz­Marshall的关系式为：
（3） 式中： Re为雷诺数， Pr为普朗特数。

2.4壁面沸腾模型
ANSYS CFX采用 Kurul等提出的壁面热流分配 模型， 即伦斯勒理工模型 （RPI： Rensselaer Polytechnic Institute） [13]， 模型对汽化核心密度、 气泡脱离直径、 气 泡脱离频率、气泡等待时间等进行了描述。

通过固体 壁面传递给流体的总热流量Q w all分为三部分：对流传 热Q F， 淬冷传热Q Q及蒸发传热Q E。

（4） 由于所研究的气泡泵是以中心线为轴对称的竖 直圆管， 本文主要研究在轴向方向上的物理特性， 不关 注圆周方向变化， 可以假定在圆周方向上物性参数梯 度为零。

另外， 取1/4垂直圆管为计算域来模拟整根垂 直管， 这样可以减少网格数量， 降低计算量， 在两个对 称切面上设置对称边界条件， 忽略管壁厚度， 模型如图 2所示。

采用 ANSYS中的 ICEM CFD软件对模型进 行网格划分， 竖直管整体采用六面体网格划分， 使模拟 更加容易收敛。

高度方向上网格长度为1mm， 进出口
kj jk D L TD W
F F F F F F
=-=+++
)
0 ,
)
(
max(
fg
vl
sat
l
vl
vl h
A
T
T
h
m
-
=
·
（2）
）
，（ 250
Pr
,
200
Re
Pr
Re
6
. 0
2 3 . 0
5 . 0£
£
£
£
+
=
l
b
l
b
u
N
E
Q
F
wall
Q
Q
Q
Q+
+
=
2022年
建 筑 热 能 通 风 空 调 ·6·
. All Rights Reserved.
采用Y 形网格划分从而提高网格质量， 壁面处网格进 行了适当加密，宽度加密为 0.1mm ，网格总数量 46
万。

当能量方程的残差值小于 10 ­4
时认为计算结果达
到要求。

进口处网格分布如图3所示。

图2 模型简化示意图
图3 进口处网格划分示意图
在竖直管道入口处的质量流量和温度设为均匀
分布， 出口设定压力边界条件。

壁面上气泡在生成过 程中存在滑移现象而不受剪切力作用， 而液相在边界 层满足无滑移条件。

在研究以水为工质的气泡泵文章中， 沿程加热式
气泡泵管长一般在 1000mm [6­8] ， 4~16mm
[9­11] 的管径被 学者所研究，其中 6~12mm 的管径较为符合实际应
用， 进口质量流量多在 10～90kg/m
2 · s [4­6， 9]。

综合考虑 本文研究问题， 结合学者研究以及实际应用， 所以气 泡泵参数如表1所示。

表1 气泡泵模拟的参数
3 模型验证
为证明本论文采用的模型具有合理性，
需验证模 型有较高的准确性， 将 Raoudha Garma
[12]
模拟方案带 入本论文采取的模型进行数值建模计算，
具体参数见 表2，并将得到的结果与 Raoudha Garma 的结果进行 对比， 对比工况如图4、
5所示。

表2 验证工况参数表
图4 空泡份额模拟结果对比
图5 速度模拟结果对比
由图4、
5中可以看到， 两者的变化趋向基本一致， 因此， 建立该模型可以用来进行下一步研究。

4 模拟结果与分析
4.1 出口液相表观速度分析
在不同管径 （D =6、
8、 10、 12mm ）、 不同进口质量流 量 （G =20、
40、 60、 80kg/(m 2
·s)）、 不同热流密度下 （0.5～ 75kW/m
2 ）， 模拟出口液相表观速度的变化， 然后将模 拟的结果数据进行拟合， 探究不同管径不同热流密度
的出口表观速度变化规律。

从图 6中可以看出随着热 流密度的增加， 液相表观速度先增大后减少，
存在一个 最佳热流密度使液相表观速度达到最大值。

并且发现 随着管径的增大，
最佳热流密度的值也在不断的增大。

参数 数值 管长L /mm 1000 管径D /mm 6/8/10/12 工质 饱和水 压力/atm
1 入口质量流量G /kg/(m 2
s)
20/40/60/80 热流密度q /kW/m
2
0.5~75
参数 Raoudha Garma 方案
管径/mm 6 管长/mm 1000 工质 水 压力/MPa 0.5 入口过冷度/℃ 5 进口质量流量/kg/(m 2
∙s)
1098.2 加热量/kW/m
2
300.42
赟 孔则 等： 沿程加热气泡泵流动沸腾模拟研究 第 41 卷第 4 期 ·7·
. All Rights Reserved.
这是由于当工质进入气泡泵中，吸收热量迅速气化， 生成的气泡在浮力作用下向上运动。

管径的增大会导 致总质量流量的增大， 单位时间内进入管内的工质变 多， 因此需要更大的热量才能让其气化。

随着管径的 增大， 所能承受的热流密度值再不断增加， 使液相速 度最大的最佳热流密度值也就随之不断增大。

（a ） G =20kg/(m 2
·s)
（b ） G =40kg/(m 2
·s)
（c ） G =60kg/(m 2
·s)
（d ） G =80kg/(m 2
·s)
图6 不同加热量下出口处液相
表观速度随管径的变化
4.2 泵送比分析
图 7为相同工况下泵送比与热流密度的关系图。

泵送比是液相速度与气相速度的比值， 可以用来表示 单位蒸汽量能够提升液体量的大小 [6]
， 从而可以用泵 送比来直观反应气泡泵提升能力的大小。

整体来看，
泵送比随着热流密度的增加先增大后减小， 与出口液 相表观速度变化相似且对于同一管径来说， 出口最大 表观速度对应的热流密度同时也是泵送比最大值所 对应的的热流密度。

随着管径的增大，泵送比最大值
反而随之减小。

与 Soo W.Jo
[6]
结论相同。

图7 泵送比随热流密度的变化
泵送比的提升是由于热流密度的增加或者半径
的减小，因为更大的热流会带来更大的浮力。

当热量
开始输入时， 气泡泵中不断有气泡生成， 且随着热量不 断增加， 气液两相速度趋于一致， 此时泵送比达到最 大。

而随着热流密度继续变大，液相只能贴附在气泡
泵管壁流动从而速度降低， 气体则会形成气柱， 气相速 度继续增大， 泵送比则会减小， 不能更好的提升流体。

增加热量的输入会产生更大浮力，
也会进一步加速提 升液体。

气泡泵直径增加，具有更大半径长度比的气 泡泵由于半径方向上热阻的增加，
反而削弱传热效率。

4.3 滑速比分析
滑速比即气相和液相速度的比值，
滑速比与泵送 比互为倒数， 当滑速比接近为1时， 气泡泵提升能力最 大。

在以上研究基础上，
选取管径 D =6mm ， 进口流量 G =40kg/(m
2 · s)下的气泡泵进行模拟， 在同一管径下， 随着轴向高度的增大， 滑速比反而下降 （图8）。

从而可 得， 随着轴向高度的增加， 气相速度与液相速度逐渐一 致。

对比不同热流密度， 随着热流密度的增大， 滑速比
反而减小， 且气泡泵从进口到出口的滑速比减小速率
增大。

所以增加加热量，
滑速比随之减小， 即气泡泵提 升性能越好 [6]。

在同一热流密度下， 滑速比沿轴向方向 逐渐减小， 当热流密度为5kW/m
2 和6kW/m 2
时， 出口 0 5 10 15 20 25
0.0
0.2 0.4 0.6 0.8 1.0 1.2 1.4
D=12mm
D=10mm D=8mm D=6mm 出口处液相表观速度（m /s ）
热流密度（kW/m 2
）
G=20kg/m .s
10
20
30
40
50
60
0.0
0.5
1.0
1.5
2.0 D=12mm
D=10mm
D=8mm D=6mm
出口处液相表观速度（m /s ）
热流密度（kW/m 2 ）
G=40kg/(m ·s)
q o p
10
20
30
40
50
60
70
0.0
0.5
1.0
1.5
2.0
2.5
D=12mm
D=10mm D=8mm D=6mm 出口处液相表观速度（m /s ）
热流密度（kW/m 2
）
G=60kg/m 2
.s
q op
0 10 20 30 40 50 60 70 80
0.0
0.5 1.0 1.5 2.0 2.5 3.0 3.5
G=80kg/m 2
.s
D=12mm D=10mm D=8mm D=6mm
出口处液相表观速度（m /s ）
热流密度（kW/m 2
）
q op
10
20
30
40
50
60
0.0
0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7
0.8 0.9 1.0
泵送比
热流密度（kW/m 2
）
D=6mm
D=8mm D=10mm D=12mm
G=40kg/(m ·s)
2022年
建 筑 热 能 通 风 空 调 ·8·. All Rights Reserved.
0.0
0.2
0.4
0.6
0.8
1.0
1 2 3 4 5 6
7 8 9 滑速比
轴向高度（m）
6kW/m
2
5kW/m
2
3kW/m
2
1kW/m
2
0.5kW/m
2
滑速比近似于1。

此时气相速度与液相速度基本相等， 气泡泵此时提升性能达到最佳。

可以根据滑速比设计
气泡泵提升管的长度，
当气泡泵提升管直径为 6mm 。

滑速比为1.2时，
对于 6kW/m 2
的热流密度， 气泡泵提 升管最佳长度为0.5m ，
而对于5kW/m 2
的热流密度气 泡泵提升管最佳长度则为0.75m 。

图8 滑速比沿轴向方向的分布
4.4 空泡份额分析
截面平均空泡份额作为流态转变参考值从而可 以识别流态， 泡状流， 弹状流， 搅拌流和环状流转变为 空泡份额参考值分别为 0.3、 0.55、 0.8。

图 9 为以
D =6mm 为例，轴向方向上截面平均空泡份额的分布 情况。

可以看出随轴向高度的增加，
空泡份额持续增 加， 且增加幅度逐渐放缓。

随着热流密度的增加， 相同 高度的轴向截面空泡份额呈逐渐增大的趋势。

在整个 轴向的变化过程中， 0m 到 0.1m 的增长幅度最为迅 速， 而之后空泡份额的增加幅度逐渐放缓， 这是由于当 饱和水在 1atm 下进入气泡泵时， 有热量输入， 将迅速 达到过热状态，随着热量的持续加入,气泡不断的产 生、 脱离,从而使管内的空泡份额急剧增加。

气泡碰撞 频次随着热量不断地输入而增加， 小气泡聚合成弹状 大气泡。

管壁与管中心液体被气泡隔离开， 管壁热量 输入被气泡阻隔，
难以加热管中心液体 [15]。

所以在进口 段外空泡份额增加速度变缓。

图9 空泡份额沿轴向的分布
根据图8可知，
在 D =6mm 时， 泵送比在热流密度 为5kW/m
2
时达到了最大值， 而根据图9显示的结果， 在热流密度为5kW/m
2
时管内以搅拌流为主。

当热流 密度为1kW/m
2
时， 管内出口处的流态是弹状流， 但泵 送比却高于10kW/m
2
时所对应的环状流。

这说明不同 流态对泵送比有显著影响， 根据此次研究的结果， 可以
发现就提升能力而言， 搅拌流 >弹状流 >环状流。

这 是因为环状流时会形成连续的气柱， 液相被气柱挤压 到管壁上， 此时液体很难依靠气柱的浮力向上运行， 因
此随着热流密度的增加， 提升能力反而下降 [4­5]。

如图 10，
当 q =10kw/m 2
时， 模拟不同管径相同热 流密度对空泡份额的影响。

整体来看，随轴向高度的 增加， 空泡份额持续增加， 且增加幅度逐渐放缓。

热流
密度相同时，空泡份额随着管径的增加反而减小。

当
在q =10kw/m 2
时， 管径为 6mm 的提升管内部大部分 已经达到环状流， 而管径为 12mm 的提升管管内流态 大部分为泡状流和弹状流。

管径的增大会导致质量流
量的增大， 单位时间内进入管内的工质变多， 所以需要 更多的热量才能让其气化。

图10 q =10 kW/m 2
不同管径截面平均空泡份额
4.5 沿程液相表观速度的变化规律
如图 11，在进口质量流量 G =40kg /(m 2
s)，管径 D =6 mm 时，
小加热功率 （q =1、 3、 5kW/m 2
） 下， 液相表 观速度随高度的增加不断增大， 近似线性增大。

但是，
在大加热功率 （(q =6、 8、 10kW/m 2
） 下， 液相表观速度随 高度的增加先增大到达最大值后减少， 呈现抛物线变
化趋势， 且液相表观速度出现最大值所对应的轴向高
度随着热流密度的增大而减小。

气泡泵内的流态发生变化是造成液相表观速度 的减少的原因。

在大加热功率下，液相表观速度随高 度的增加呈现抛物线变化趋势， 这是因为垂直管内有
环状流出现。

热流密度增大， 气泡数量增加。

热流密度 过大， 导致气泡泵内气泡数量急剧增加， 管内流动扰动 增强， 虽然管内换热增强， 但是由于流态发生变化， 由
0.0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1
0.0
0.1
0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8
0.9 1.0 泡状流
搅拌流
弹状流
环状流
空泡份额
轴向高度（m）
10kW/m
6kW/m
5kW/m
3kW/m
1kW/m
0.5kW/m
D=6mm
G=40kg/(m ·s)
0.0
0.2
0.4
0.6
0.8
1.0
0.0
0.2
0.4
0.6
0.8
1.0
泡状流
弹状流
搅拌流
空泡份额
轴向高度（m）
D=6mm
D=8mm D=10mm D=12mm
q=10kW/m
2
环状流
赟 孔则 等： 沿程加热气泡泵流动沸腾模拟研究 第 41 卷第 4 期 ·9·
[13,14]
. All Rights Reserved.
提升能力较强的搅拌流、 弹状流向环状流转变， 液相 表观速度降低， 相应的液相提升量减少。

热量不断输
入，管内流态会随着热流密度的增大而不断变化， 热 流密度越大， 越容易有环状流的出现从而导致液相表 观速度降低。

图11 液相表观速度沿轴向高度的变化
4.6 最佳热流密度
最佳热流密度 （q o p ） 为提升液相最多时所对应的 热流密度值。

如图6中的虚线，发现在图中将拟合后 的抛物线的顶点进行连接， 不同管径下的最佳热流密 度值接近线性变化。

改变图6中的流量，发现出口液 相表观速度的变化与图6趋势相类似，即最佳热流密 度与管径和进口质量流量都有关， 为找到三者之间的
关系， 将不同管径的最佳热流密度点进行拟合， 最终 结果如图12所示。

图12 不同进口流量下最佳热流密度随管径的变化 如图12所示， 相同进口质量流量G 下， 最佳热流 密度与管径D 的线性关系可以表示为：
q o p
=aD+b （5）
根据图 12 可以得到不同进口质量流量下所拟合 直线信息，见表 3。

最佳热流密度与管径 D 成线性关 系，而未知数斜率a 和截距b 的变化与进口质量流量
G 的大小有关。

在每个质量流量下都存在一个最佳热 流密度。

表3 a 尧b 值和图5拟合直线回归系数R
2
不同的进口流量下拟合直线的斜率和截距不同，
将数据进行拟合， 如图13、
14， 得到拟合曲线表达式： （6） （7）
图13 a 值随进口质量流量的变化拟合曲线
图14 b 值随进口质量流量的变化拟合曲线 将式 （6） 和式 （7） 代入式 （5） 可得到最佳热流密度 与进口质量流量和管径的关系式：
（8）
5 结论
本文利用两相流理论建立稳态气泡泵两流体模 型， 以 1atm 下饱和水为工质， 采用 CFX­19 模拟研究 沿程加热气泡泵流动沸腾， 本文主要研究结论如下：
1）
出口处液相表观速度随热流密度的增大是先增 大后减少， 呈现抛物线变化， 存在一个使得出口液相表 观速度达到最大的最佳热流密度。

2）
在同一管径下， 滑速比沿着轴向方向逐渐减小， 不同热流密度， 随着热流密度的增大， 滑速比反而减
0.0
0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 1.1
0.2
0.4
0.6 0.8
1.0
q=10kW/m
q=8kW/m
q=6kW/m q=5kW/m
q=3kW/m
q=1kW/m
G=40kg/(m
·s ) D=6mm 液相表观速度(m /s )
轴向高度（m）
进口质量流量/kg(m 2
s)
a /kW/m
3
b /kW/m
2
R 2 20 3026.04 ­17.7 0.96524 40 5768 ­30.5 0.98879 60 6753.9 ­32 0.99184 80
7666.78
­33.1
0.98627
2
209.7188.86 1.14 a G G =-+- 2
1775969.757.31 b G G =--+ 22
(209.7188.86 1.14)1775969.757.31 op q G G D G G =-+-×--+ 2022年
建 筑 热 能 通 风 空 调 ·10·. All Rights Reserved.
小， 且气泡泵从进口到出口的滑速比减小速率增大。

3） 泵送比随着热流密度的增加先增大后减小， 与 出口液相表观速度变化相似且对于同一管径来说， 出 口最大表观速度对应的热流密度同时也是泵送比最 大值所对应的的热流密度。

随着管径的增大， 泵送比 最大值反而随之减小。

4） 在气泡泵轴向， 截面平均空泡份额的变化趋势 是先迅速增大， 然后逐渐变缓。

出口液相表观速度随 热流密度的增大呈现抛物线变化，结合流态分析， 得 出最佳提升性能下的流态为搅拌流。

5）在小于最佳热流密度下液相速度在气泡泵轴 向接近线性增加。

热流输入大于最佳热流密度时， 液 相速度在轴向上的变化是先增大后减少， 存在一个最 大值， 呈现抛物线趋势变化。

6）最佳热流密度与进口质量流量成二次函数关 系， 与管径成一次函数关系。

参考文献
[1]李帅,刘道平,杨亮.单管导流式气泡泵连续提升性能 [J].工程
热物理学报,2019,40(07):87­95.
[2]BIERLING B,SCHMID F,SPINDLER K. Influence of different
heating types on the pumping performance of a bubble pump[J].
Heat and mass transfer,2019,55(1): 67­79.
[3]PFAFF M,SARAVANAN R,MAIYA M P,et al. Studies on bub­
ble pump for a water　lithium bromide vapour absorption refrig­
erator[J].International journal of refrigeration,1998, 21(6):452­ 462.
[4]BENHMIDENE A,CHAOUACHI B,GABSI S,et al.Modelling
of heat flux received by a bubble pump of absorption­diffusion refrigeration cycles[J].Heat&Mass Transfer,2011,47(11):p.
1341­1347.
[5]BENHMIDENE A,CHAOUACHI B,BOUROUIS M,et al.Nu­
merical Prediction of Flow Patterns in Bubble Pumps[J].Jour­
nal of Fluids Engineering,2011,133(3):031302.
[6]JO S W,SHERIF S A,LEAR W E.Numerical Simulation of Sa­
turated Flow Boiling Heat Transfer of Ammonia/Water Mixture
in Bubble Pumps for Absorption Diffusion Refrigerators[J].Jou­ rnal of the Franklin Institute,2013,6(1):011007.
[7]BENHMIDENE A,CHAOUACHI B,GABSI S,et al.Modelling
of heat flux received by a bubble pump of absorption­diffusion refrigeration cycles[J].Heat&Mass Transfer,47(11):p.1341­ 1347.
[8]DAMMAK N,CHAOUACHI B,GABSI S,et al. Optimization of
the Geometrical Parameters of a Solar Bubble Pump for Absorpti­ on­Diffusion Cooling Systems[J].American Journal of Enginee­ ring&Applied Sciences,3(4): 693­698.
[9]RATTNER A S,GARIMELLA S.Coupling­fluid heated bubble
pump generators:Experiments and model development [J]. Hvac &R Research,2015,21(3):332­347.
[10]EZZINE N B,GARMA R,BOUROUIS M,et al. Experimental st­
udies on bubble pump operated diffusion absorption machine bas­ ed on light hydrocarbons for solar cooling[J]. Renewable Energy, 35(2):464­470.
[11]CHAN K W,MCCULLOCH M.Analysis and modelling of water
based bubble pump at atmospheric pressure[J]. International jou­ rnal of refrigeration,2013, 36(5): 1521­1528.
[12]GARMA R,STIRIBA Y,BOUROUIS M,et al. Numerical invest­
igations of the heating distribution effect on the boiling flow in bubble pumps[J].International Journal of Hydrogen Energy,39
(27): 15256­15260.
[13]KELESSIDIS V C,DUKLER A E.Modeling flow pattern transiti­
ons for upward gas­liquid flow in vertical concentric and eccentri­
c annuli[J].International Journal of Multiphase Flow,1989,15(2):
173­191.
[14]HATAKEYAMA N,NODA K,KAWASHIMA T.Transition from
Bubble Flow to Slug Flow Studies on two­phase gas­liquid flow in vertical pipes(2nd Report)[J].Journal of the Mining&Metall­ urgical Institute of Japan,1985:
[15]LEE T H,PARK G C,LEE D J.Local flow characteristics of sub­
cooled boiling flow of water in a vertical concentric annulus[J].
International Journal of Multiphase Flow,2002,(8): 1351­1368.
探讨[J].核安全,2015,14(2):4.
[2]孔宪京,林皋.核电厂工程结构抗震研究进展[J].中国工程科学,
2013,15(4):13.
[3]周福霖， 谭平， 刘德稳.核电站安全的地震威胁及对策分析[J].
中国工程科学,2013,15(4):5.
[4]郑当维,陈仁厚.对半封闭制冷压缩机的结构的探讨[J].制冷,
1985,(1):33­37. [5]夏光辉,张龙爱,卓明胜.螺杆式空气源热泵机组压缩机油位试
验研究[J].制冷与空调,2013,13(5):5.
[6]柳蕾.船用高效油分离器结构和特点[J].低温与特气,2012,30
(2):3.
[7]吴撼.精馏型油分离器的设计与实验研究[D].杭州:浙江大学,
2015.
（上接98页）
赟
孔则 等： 沿程加热气泡泵流动沸腾模拟研究
第 41 卷第 4 期 ·11·. All Rights Reserved.。