不稳定性和自激振动是旋转机器独特的问题，转子的动能可以导致转子结构的振动，达到损毁的程度。
通常，“不稳定性”和“自激振动”两个术语可互换使用，但是严格说，“不稳定”可能是一种“静态地”表现，没有伴随典型的振荡，重要的“静态不稳定”例子相对很少，最常见的是电机转子在径向磁场气隙内的不恢复倾向。对一个工程良好的电机，支撑轴承应具有足够的刚度对抗磁场气隙的明显的负阻尼。另一个静态不稳定的例子的是不承载分瓣轴承，对这种轴承类型的一些结构，存在一个最小载荷水平，低于此，轴颈不具有一个静态稳定的均衡位置。
动态不稳定或自激振动的显著不同点在于存在一个特征频率，它并不与旋转频率明显相关。“无阻尼共振”代表一种零稳定性状态，在有限同频激励缺失情况下，其幅值是自维持，但不是自放大。在旋转激励存在的情况下，振动幅值以一定的时间速率线性建立，它与激励的大小成正比。理论上，如果激励的大小降为零，共振响应将消失。而动态不稳定性表现为，一个特征振动倾向于其幅值按指数增长，而没有明显的同频激励。一个不稳定振荡的幅值不断增长，只会被非线性机制所制约。
增长的振荡和衰减的振荡是一个非守恒的转子系统相反的行为表现，因此，一个非守恒系统振荡可量化其特征，可表示为不稳定系统的对数增长率，或稳定系统的对数衰减率。稳定性为零的状态，区分有阻尼的行为状态与不稳定行为状态，称为稳定性阈值。
动态不稳定的原因有四种：
油膜轴承：在某些滑动轴承中存在交叉耦合效应，是剧烈不稳定现象的根源，它一般与接近转频的一半的频率振荡相联系。轴颈的不稳定运动接近一个圆周涡动，与旋转同方向。这种类型的不稳定倾向对静态负荷灵敏，有时称为“油膜涡动或油膜振荡”。
叶轮力：一个叶轮的机械效率对顶部流体泄漏敏感，如果叶轮的横向运动占有泄漏流体间隙的较大的比例，那么产生的切向叶片力将沿叶轮边缘变化，得到的效果是在与叶轮位移垂直的方向上产生力，这等效于油膜轴承的交叉耦合刚度系数，其导致涡动不稳定。产生的切向力的方向（相对于旋转方向）取决于叶轮的特性。一般来说，透平叶轮倾向于具有正的交叉耦合效应，增加正向涡动不稳定，而泵和压缩机叶轮倾向于具有负的交叉耦合效应，增加反向涡动不稳定。
转子结构摩擦：与周期运动有关的库仑型滑动摩擦产生一个周期力，具有一个主要的傅里叶分量，它与运动瞬时正切。如果一个转子结构中可能存在滑动，它将对非同步运动（相对于固定观察者）发生。特别是，与次同步正向涡动运动相关的滑动摩擦使其自己产生不稳定机制。在一个良好制造的机器，转子结构的滑动不会发生，它也有可能是剧烈变化的负荷导致的。它通常是实验室灾难的产生因素。
参数激励：转子结构不对称，例如，沿主轴的截面刚性变化已知会导致一种特殊的不稳定，它与一个旋转频率的整分数频率有关。静态载荷与大幅值周期响应并发构成一个类似的物理状态并形成一般类型的“分数转速”振动。高扭矩功率啮合传动一般容易发生齿啮合参数振动；滥用程度的质量不平衡与大的静态载荷结合建立支撑轴承的参数效应。后面的例子是一个二级级联现象，一级响应本身表现为过大幅值，因此被认为是“自参数”振动。
四种主要的动态不稳定性中，前三种可以用线性稳定性分析方法处理，而处理参数振动的分析方法非常少，好在理解设计特性和运行环境而不是系统的不稳定性分析本身，通常可以解决这类实际问题。
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