旋转失速与喘振是高速离心压缩机特有的一种振动故障。这种故障是由于流体流动分离造成的，设备本身一般没有明显的结构缺陷，因而不需要停工检修，通过调节流量即可使振动减至允许值。
当旋转脱离进一步发展为喘振时，不仅会引起机组效率下降，而且还会对机器造成严重危害。喘振会导致机器内部密封件、轴承等损坏，严重的甚至会导致转子弯曲、联轴器损坏。喘振是离心压缩机等流体机械运行最恶劣、最危险的工况之一，对机器危害很大。对这种危害性极大但又不需要停机即可处理的故障，最能显示出状态监测与故障诊断工作的作用与效益。
一、旋转失速的机理与特征 1 旋转失速 旋转失速的机理首先由H.W.Emmons 在1995年提出。旋转失速的形成过程大致如下。离心压缩机的叶轮结构、尺寸都是按额定流量设计的，当压缩机在正常流量下工作时，气体进入叶轮的方向β1 与叶片进口安装角βS 一致，气体可以平稳地进人叶轮，如图1(a)所示，此时，气流相对速度为ω1，入口径向流速为C1。当进入叶轮的气体流量小于额定流量时，气体进入叶轮的径向速度减少为C1′ 气体进入叶轮的相对速度的方向角相应的减少到β1′，因而与叶片进口安装角βS 不相一致。此时气体将冲击叶片的工作面（凸面），在叶片的凹面附近形成气流旋涡，旋涡逐渐增多使流道有效流通面积减小。 由于制造、安装维护或运行工况等方面的原因，进入压缩机的气流在各个流道中的分配并不均匀，气流旋涡的多少也有差别。如果某一流道中（图1(b) 中的流道2）气流旋涡较多，则通过这个流道的气量就要减少，多余的气量将转向邻近流道（流道1和3）。在折向前面的流道（流道1）时，因为进入的气体冲在叶片的凹面上，原来凹面上的气流旋涡有一部分被冲掉，这个流道里的气流会趋于畅通。而折向后面流道（流道3）的气流则冲在叶片的凸面上，使得叶片凹面处的气流产生更多的旋涡，堵塞了流道的有效流通面积，迫使流道中的气流又折向邻近的流道。如此轮番发展，由旋涡组成的气流堵塞团（称为失速团或失速区）将沿着叶轮旋转的相反方向轮流在各个流道内出现。因为失速区在反方向传播速度小于叶轮的旋转速度，所以，从叶轮之外的绝对参考系来看，失速区还是沿着叶轮旋转方向转动，这就是旋转失速的机理。尽管实际气流情况比较复杂，但H.W.Emmons 提出的旋转失速机理还是为后人的研究工作提供了依据。
2 旋转失速频率 旋转失速区的传播速度或失速频率是大家比较关心的问题，因为它在诊断压缩机的振动是否是由旋转失速所引起的具有重要意义。对此，国内外的科研机构除了进行大量的理论研究外，还在试验室进行了大量的实际测试。B.F.J.Cossar 等人在轴流压缩机上做了大量测试，结果表明，旋转失速区是先在叶片的尾部出现，然后向前移动，大约相对转动20°才到达叶片的前缘。
事实上，失速区的形成是一个相当复杂的流体动力过程。失速频率还与叶片进口气流是否存在畸变、入口气流方向角β1 与叶片入口安装角βS 之间的差值（称为冲角）大小，以及压缩机的级数等因素有密切关系。B.F.J.Cossar 在试验中利用在压缩机进口处安装低孔率金属丝网的方法，测得失速频率为转速频率的1/2，与理论研究计算的失速频率为转速频率的1/3有一定差异。
N.A.Cumpsty 的试验模型指出，旋转失速频率在转速频率的1/5～1/2的范围内，随压缩机级数的增加，旋转失速区的传播速度逐渐接近于转子转速的40％。
日本振动专家白木万博介绍，根据机器种类不同，旋转失速区传播速度为转子转速的0.2～0.5。意大利NUOVO PIGNOVE 公司的压缩机组在我国石化行业应用较多，该公司对于按他们图纸制造的在大化肥尿素装置使用CO2 压缩机，提出旋转失速区的传播速度可以按下面的经验公式计算：
式中，Q0p 为发生旋转失速时的实际流量，Q0 为压缩机设计工况流量，u 为转子的周向速度。
据此公式计算出的旋转失速区传播速度约为转子旋转速度的0.3～0.45。另外，轮毂比（即叶轮流道的内径与外径之比）对失速区的传播速度有很大影响。大轮毂比叶轮会出现整个半径方向失速，即失速区从叶片根部到叶片顶部的整个范围内都出现，称为全半径失速（图2(a)）；小轮毂比叶轮一般只在半径方向上的部分失速，即失速区只占据流道长度的一部分（图2(b)）。就失速状态来说，全半径失速比部分半径失速要严重，即叶栅内的流体会引起较强的压力脉动。
3 旋转失速的振动机理 旋转失速在叶轮内产生的压力波动是激励转子发生异常振动的激励力，激励力的大小与气体的分子量有关，如果气体的分子量较大，激励力也较大，对机器的运行影响也就比较大。
从固定于叶轮上的相对坐标系来看，旋转脱离团以角频率ωs 在机器流道间传播，由于压力波动激励转子的振动频率为ωs，其振动频率小于转子的角频率ω。而从叶轮之外的绝对坐标系来看，旋转脱离团是以 (ω～ωs) 的频率旋转的，其方向与转子的旋转方向相同。因此，流体机械发生旋转失速时，转子的异常振动同时有ωs 和 (ω～ωs) 两个次谐波特征频率。
机组发生旋转失速时，可能是在某一级叶轮上有一个气体脱离团，也可能是在某级叶轮上存在几个脱离团；脱离团可能在某一级叶轮上发生，也可能同时在几级叶轮上同时发生。一般机器发生旋转失速故障时常有两个或两个以上气体脱离团。实际生产中，机器发生旋转失速的角频率ωs 参考上式，可按下式计算：
式中，ω 为转子角频率，N 为气体脱离团数量，Q0p 为实际工作流量，Q0 为设计流量。
流体机械的旋转失速故障一般来说总是存在的，但它并不一定能激励转子使机组发生强烈振动，只有当旋转失速的频率与机组的某一固有频率耦合时，机器才有可能发生共振，出现危险振动。
二、喘振的机理与故障特征 1 喘振 喘振是离心式和轴流式压缩机运行中的常见故障之一，是旋转失速的进一步发展。
如图3所示，离心式压缩机具有这样的特性，对于一个确定的转速，总对应一个流量值，压缩机效率达到最高点。当流量大于或小于此值时，效率都将下降。一般常以此流量的工况点为设计工况点。
压缩机的性能曲线左边受到喘振工况 (Qmin) 的限制，右边受到堵塞工况 (Qmax) 的限制，在这二者之间的区域，称为压缩机的稳定工况区域。稳定工况区域的大小，是衡量压缩机性能的重要指标。
当压缩机在运行过程中，若因外部原因使流量不断减小达到Qmin 值时，就会在压缩机流道中出现严重的旋转脱离，若气量进一步减小时，压缩机叶轮的整个流道被气流旋涡区所占据，这时压缩机的出口压力将突然下降。但是，压缩机出口所连接的较大容量的管网系统中压力并不马上下降，此时会出现管网中气体向压缩机倒流的现象。当管网中压力下降到低于压缩机出口排气压力时，气体倒流会停止，压缩机又恢复向管网排气。然而，因为进气量的不足，压缩机在出口管网恢复到原来的压力以后，又会在流道内出现旋涡区。如此周而复始，机组和管道内的流量会发生周期性变化，机器进出口压力会大幅度脉动。由于气体在压缩机进出口处吞吐倒流，会伴随有巨大周期性的气流吼声和剧烈的机器振动，这些波动在仪表操作盘的压力、流量、振动信号显示等记录中可以清楚地反映出来，在操作现场也可以立即觉察得到。
由喘振引起的机器振动频率、振幅与管网容积大小密切相关，管网容积越大，喘振频率越低，振幅越大。一些机器的排气管网容量非常大，此时喘振频率甚至小于1Hz。
2 喘振的故障特征 压缩机发生喘振的主要特征如下：
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压缩机接近或进入喘振工况时，缸体和轴承都会发生强烈的振动，其振幅要比正常运行时大大增加，喘振频率一般都比较低，通常为1～30Hz。
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压缩机在稳定工况下运行时，其出口压力和进口流量变化不大，所测得的数据在平均值附近波动，幅度很小。当接近或进入喘振工况时，出口压力和进口流量的变化都很大，会发生周期性大幅度的脉动，有时甚至会出现气体从压缩机进口倒流的现象。
压缩机在稳定运转时，其噪声较小且是连续性的。当接近喘振工况时，由于整个系统产生气流周期性的振荡，因而在气流管道中，气流发出的噪声也时高时低，产生周期性变化。当进入喘振工况时，噪声增剧，甚至有爆声出现。
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