模态有限元分析所得管道振动前6阶固有频率值见表。压缩机机组管道激振的主频率33Hz（转速333r/min，三对对置双作用气缸）的2倍激发主频率66Hz落入管道结构4阶固有频率（72Hz）和5阶固有频率（77Hz）共振区，发生了机械共振。显然，实际测得的点1#和点2#在水平和垂直方向上72Hz的振动为管系4阶振型和5阶振型的综合。三级气液分离器出口管1与四级进口缓冲罐管2的始端垂直相接，由于存在管1对管2在垂直转弯处的气流冲击而下面又无固定支撑，才会产生较大的管道振动。在三级油水分离器出口与楼板横梁之间增加固定支撑，见图4；在四级进口缓冲罐出口法兰处增加支撑点，如图5所示，改变管道的固有频率，使其远离激振频率。利用ANSYS分析软件，在原管道有限元模型中增加楼板处各向位移约束和缓冲罐出口法兰各向约束，对加固后的管道重新进行模态分析。加固后管道的各阶固有频率值见表。
      因为管道系统比较复杂，固有频率多且间隔较小，很难使激振频率完全脱离各阶固有频率共振区，但高阶共振区幅值较小，管道振动值在允许范围内，故只要避开管系低阶共振频率即可。由表可以看出增加了支撑之后，管道高阶固有频率的共振区在85.1Hz以上，显然激发主频率的2倍频率66Hz避开了机械共振区。在实际工业现场，通过加强楼板处和缓冲罐出口法兰处的固定支撑，管路振动明显减弱，有效地解决了管道振动问题。导致压缩机机组和管道振动的原因主要有两方面，一是运动机构动不平衡或基础设计不当，二是周期性的气流脉动。只有通过对现场振动测量值、缓冲罐容积、管道结构固有频率等方面进行详细分析，才能准确判定振动原因。
      通过管系模态分析发现，主要振动原因是激发主频率二倍频与管系结构固有频率相近造成的机械共振。在不改变管系主要结构的基础上，通过加强固定支撑，提高管路系统固有频率，避开激振主频，可以有效地解决管道振动问题。
      另外，在现场管路检查中发现，三级油水分离器是一个旋风分离结构，但进气管正对旋风结构中的中间筒体，进入分离器的气体压力高且有脉动，直接冲击中间筒体，容易引起与其相连接的管路振动。油水分离器的结构设计存在缺陷，进气管路应该设计成沿分离器筒壁切线进气，虽然这样的设计对开孔补强带来困难。

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