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模態有限元分析所得管道振動前6階固有頻率值見表。壓縮機機組管道激振的主頻率33Hz（轉速333r/min，三對對置雙作用氣缸）的2倍激發主頻率66Hz落入管道結構4階固有頻率（72Hz）和5階固有頻率（77Hz）共振區，發生了機械共振。顯然，實際測得的點1#和點2#在水平和垂直方向上72Hz的振動為管系4階振型和5階振型的綜合。三級氣液分離器出口管1與四級進口緩沖罐管2的始端垂直相接，由于存在管1對管2在垂直轉彎處的氣流沖擊而下面又無固定支撐，才會產生較大的管道振動。在三級油水分離器出口與樓板橫梁之間增加固定支撐，見圖4；在四級進口緩沖罐出口法蘭處增加支撐點，如圖5所示，改變管道的固有頻率，使其遠離激振頻率。利用ANSYS分析軟件，在原管道有限元模型中增加樓板處各向位移約束和緩沖罐出口法蘭各向約束，對加固后的管道重新進行模態分析。加固后管道的各階固有頻率值見表。
因為管道系統比較復雜，固有頻率多且間隔較小，很難使激振頻率完全脫離各階固有頻率共振區，但高階共振區幅值較小，管道振動值在允許范圍內，故只要避開管系低階共振頻率即可。由表可以看出增加了支撐之后，管道高階固有頻率的共振區在85.1Hz以上，顯然激發主頻率的2倍頻率66Hz避開了機械共振區。在實際工業現場，通過加強樓板處和緩沖罐出口法蘭處的固定支撐，管路振動明顯減弱，有效地解決了管道振動問題。導致壓縮機機組和管道振動的原因主要有兩方面，一是運動機構動不平衡或基礎設計不當，二是周期性的氣流脈動。只有通過對現場振動測量值、緩沖罐容積、管道結構固有頻率等方面進行詳細分析，才能準確判定振動原因。
通過管系模態分析發現，主要振動原因是激發主頻率二倍頻與管系結構固有頻率相近造成的機械共振。在不改變管系主要結構的基礎上，通過加強固定支撐，提高管路系統固有頻率，避開激振主頻，可以有效地解決管道振動問題。
另外，在現場管路檢查中發現，三級油水分離器是一個旋風分離結構，但進氣管正對旋風結構中的中間筒體，進入分離器的氣體壓力高且有脈動，直接沖擊中間筒體，容易引起與其相連接的管路振動。油水分離器的結構設計存在缺陷，進氣管路應該設計成沿分離器筒壁切線進氣，雖然這樣的設計對開孔補強帶來困難。
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