机器未开动时，压缩机、容器、支架以及管道都是静止的；但机器一旦开动，管道系统就会随之振动。在带压运行的情况下，多数管道的振动都会随之加剧。这是由于管流脉动沿管道传播遇到弯头、异径接头、控制阀和盲板等元件时，就会产生一定的随时间变化的激振力，使管道结构产生受迫振动。振动的程度与管道中的压力、管道的配备和设计密切相关。高压管道振动对安全生产具有很大的威胁性。
管道振动的控制是一个大课题，需要专门的研究。要想完全消除管道的振动几乎是不可能的，但经过努力，将管道的振动控制在所允许范围内还是可以做到的。本文针对管道振动的允许范围进行重点研讨。
1管道脉动的标准为了使压缩机装置能够安全运行，需要界定管流脉动允许值的取值范围。但是至今国内尚无相关标准，国外也很不统一。
早在20世纪60年代到70年代初，前苏联的工业生产已经比较发达，列宁格勒化工机械研究院对大型对置式压缩机的管流脉动不均匀度提出如下标准：计算点管道内*小压力从表中可以看出，压力脉动不均匀度的许用值只与工作压力有关，随着压力升高，压力不均匀度的允许值减少。
事实上，管流脉动的允许值不但与工作压力有关还与工作介质、压缩机转速和输送介质的管径有关。几乎在同一时期，美国的威尔逊（ K. G. W ilson）等人也提出脉动不均匀度允许值。
由图可见，威尔逊等人提出的压力不均匀度允许值也只与工作压力有关，但其要求已经比前苏联的标准要高。前苏联标准在100 200 kgf/cm 2大气压时，脉动允许值为 = 2 5，而威尔逊等人要求工作压力在100 kgf/cm 2大气压以上时，脉动不均匀度的允许值为 = 1.
到1974年尼米兹（WalterW. V on N im itz）在美国普渡压缩机会议上推荐使用下面的公式计算脉动不均匀度的允许值 = 400 88 p 0 df %（ 2）式中p 0管道内气体的平均压力， kaf/cm 2（绝对）d管道内经， mm f脉动频率， H z f = Nm 60 H z（ 3）式中N压缩机主轴转速， r/m in m激发频率的阶数1、2、3从（ 2）式可见，推荐计算公式不但考虑到脉动压力允许值与工作压力有关，还考虑到与输送管道内径和脉动频率的关系，这是很大的进步。
到上世纪80年代中期，美国石油协会（ API）公布了管道设计的标准（ API618），其中将管线压力不均匀度允许值定为
= 397 1 p L df %（ 4）式中压力不均匀度允许值p L管道流平均绝对压力， kgf/cm 2 d管道内径， mm f脉动频率， H z目前西安交通大学管道振动研究室所应用的国际标准压力脉动不均匀度允许值计算公式为 = 126 77 p L df %（ 5）API618标准是从总体上控制管道设计，按其要求设计的管道在运行中保证达到安全可靠。按照API618标准，控制脉动不均匀度已不是简单从一个表格、一张图或一个公式出发，而是根据设计项目中压力的高低及功率的大小将管道设计的方法分为3种，可在3种不同的设计方法中选择相应的一种进行脉动和振动的计算。
设计方法1：管系简易设计。经过压缩机缓冲容积后，压力脉动不均匀度允许值按下式计算 = 1 196 p L 1/3 %（ 6）式中p L管道流的平均压力， MPa也就是说对于小功率（功率112 kW ）、低压力（3 45 MPa）的压缩机系统装置，运转的脉动不均匀度只考虑到与压力有关，忽略了时间和位置的影响。
设计方法2：当工作压力在5 9 p L 207 MPa，功率在112 373 kW时，就要求按照公式（ 5）计算压力脉动的允许值。
设计方法3：如果装置的功率大于373 kW，则不论压力有多大，都要求使用第三种设计方法计算压力脉动允许值。第三种设计方法要求：除压力脉动按第2种设计方法进行计算外，还要求对系统运行结构动力分析，研究声学系统与力学系统间的相互作用和影响；由脉动引起的结构振动所产生的循环应力，不应超过材料的疲劳极限许可值。
2机械振动的控制标准如果管道振动剧烈，其损坏的危险性就会非常大。损坏的可能性取决于振动的幅度和频率，即取决于交变应力的大小和循环次数。例如，如所示的运行管道，有一个由水平向上弯曲的直角弯头。令直角弯头管的内径为d，管道的通流面积为S，则S = 1 4 d 2。假设弯头的进出口压力均为p 1，则弯头就会受到一个水平向右的推力p 1 S和一个沿垂直方向向下的力p 1 S.p 1是单位体积上的气体压力，将此二力合成，得到沿弯头分角线的合力R 1。
R 1 = 2p 1 S sin45（ 7）如果压力p 1是常量，不随时间变化，作用在弯头的这个力R 1也将不随时间变化，仅是一个静止的力，加入合理的支撑就不会引起很大的危害。然而，p 1并不是常量，它是一个随着时间围绕平均压力上下波动的量。即
p 1 = p m + p（ 8）式中p m平均压力p脉动压力这样就有R 1 = 2（p m + p ）S sin45 = R m + F其中R m = 2p m sin45 ，称为静力部分； F = 2p sin45 ，称为脉动部分或称为激振力， S为管道的截面积。
对于静止力部分R m，只要在管道设计时添加适当的支撑，就不会对安全生产造成太大麻烦。而脉动部分F是随时间变化的力。正是由于诸如F这种随时间变化的力的作用，引起了管道的振动。
若平均压力p m = 32 M Pa，管道内压力脉动值= 4%，管道内径d = 85 mm，则压力脉动的振幅为p = 1 2 p m = 0 6M Pa这样，激振力F的幅度（单幅度）为F = 2pS sin45 = 5 13 kN即在弯头的分角线方向上作用有幅值为5 13 kN的力。这个周期性的激振力推拉管道的弯头部分，引起管道作受迫振动。
同理可以推出管道经过异径管、控制阀和盲板等元件时，都会因压力脉动而引起激振力，使管道产生振动，是对安全生产的严重威胁之一。为此，必须对机械振动的允许值有个限制，也就是说要制定机械振动的标准。
本文介绍下列两张图表皆为往复压缩机机械许用双振幅的标准。中的3条曲线分别反映3个国家使用的标准。曲线为西德工程师协会标准；曲线为美国军用标准；曲线为英国帝国化学工业公司标准。这都是在上世纪60 70年代使用的标准。从图中可以看出，允许值主要与振动频率有关。按照英国和美国的标准，振动频率要求小于10 H z，机械振幅要小于100 m.
的要求，机械振动的振幅值主要与频率有关，图中包括5条曲线： （ 1）平均感觉界限； （ 2）设计界限，即要求管线设计以此线为标准； （ 3）介乎设计与修改之间的界限； （ 4）修改界限，即振动达到此界限时，管线必须修改； （ 5）危险界限。实践证明：如能保证机械振幅不超过的允许值，管道的运行都是平稳的，安全的。
