旋转失速的机理首先由H. W. Emmons在1995年提出。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，气体可以平稳地进入叶轮，如图1（a）所示，此时，气流入口径向流速为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C'1，气体进入叶轮的相对速度的方向角相应地减少到β'1，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。
图1 旋转失速的形成
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相对分子质量有关，如果气体的相对分子质量较大，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ω。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，可按下式计算：
式中ω——转子角频率；
N ——气体脱离团数量；
Q0p——实际工作流量；
Q0——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。
（1）由于失速区内部气流的减速流动依次在叶轮的各个流道出现，它以叶轮旋转的反方向作环状移动，因此破坏了叶轮内压力的轴对称性。当失速区内达不到要求的压力时，就会引起叶轮出口和管道内的压力脉动，发生机器和管道的振动。
（2）叶轮失速在0.5~0.8倍转速频率范围内，扩压器失速在0.1 ~0.25倍转速频率范围内。旋转失速产生的振动基本频率在振动频率上既不同于低频喘振，又不同于较高频率的不稳定进口涡流。因此，可以利用振动诊断把这种故障鉴别出来。
（3）当压缩机进入旋转失速范围以后，虽然存在压力脉动，但是机器的流量基本上是稳定的，不会发生较大幅度的变动，这一点与喘振的故障现象有根本性的不同。
（4）旋转失速引起的振动在强度上比喘振要小，但比稳定进口涡流要大得多。此外由旋转失速引起的机器振动又不同于其他机械故障的振动，转子的不平衡、不对中可能使转子振幅较高，但在机壳和管道上并不一定感觉到明显的振动。属于气流激振一类的旋转失速却与此不同，有时在转子上测得的振幅虽然不太高，然而机壳和管道（尤其是排气管道）表现出剧烈的振动。