振动加速度频谱值在84Hz附近*大，但若以振动速度来衡量振动的大小，则是21Hz处振动*严重，振动能量*大，气泵安装螺栓拧松时更是如此。这说明空压机的垂向和纵向振动主要是由气泵运动件的惯性力所引起。
根据气泵的安装位置可知，活塞连杆机构的运动平面平行于纵垂面（xOz平面）。机构中往复运动部件产生的往复惯性力是pj，方向与z轴平行，pj由一级惯性力pj1和二级惯性力pj2组成。当曲轴旋转角速度为X时，pj1和pj2的变化频率分别为X/2P和2X/2P，由此可知振动频谱中的一阶和二阶谱峰就是由pj1和pj2引起的。由于pj2的频率的二倍为84Hz左右，故84Hz附近的*大谱峰主要与Pj2有关。另外，曲柄连杆机构运动时，只要有不平衡旋转质量存在，就会产生惯性力pr，其方向沿曲柄的径向，因此可向x和z向分解为两个分力Prx和Prz，频率均为X/2P。Pr对空压机的振动既有z向激励，又有x向激励，而且Prz和Pj共同对空压机进行z向激励，是空压机垂向振动*严重，一阶转频处振动能量*大的主要原因。而纵向振动既有Prx的激励，也有其它因素的影响。
耦合振动分析由上述分析可知，气泵运动件的惯性力Pj和Pr是纵向和垂向振动的直接激励源，而对横向振动并无直接影响。那么横向振动的起因是什么这里对其作定性分析。为便于分析且不失一般性，把空压机的4个轮子简化为4个参数相同的弹簧阻尼器，整个空压机就可简化为振动系统。设各坐标轴与空压机的3个主惯性轴重合，对此振动系统，若各轮子所受的载荷相等，且激励力沿z方向，则此系统为单自由度振动系统，只会发生z向振动。但实际情况是，4个轮子受载严重不均，特别是激励力的作用线与z轴不重合，使空压机振动复杂化。
空压机振动模型通过实测，该空压机的质心在水平面（xOy平面）内的投影坐标为（4719，9）。气泵往复惯性力Pj的作用线在水平面内的投影坐标为（-6715，31）。这里的坐标是相对的坐标系的，坐标原点取在储气筒的形心，而4个轮子相对坐标原点对称布置。可见质心G的投影偏离坐标原点，使4个轮子受载不均，即各弹簧变形不同，因而在激励力作用下系统发生耦合振动；其次，激励力Pj和Pr的作用线与质心G不重合，在x，y，z3个方向产生的力矩的作用使空压机产生绕3个坐标轴的角振动，加剧了系统的耦合振动。
由该机的结构知，该机绕x轴的转动惯量较小，绕y轴的转动惯量和绕z轴的转动惯量较大，而且激励力Pj的幅值Pr大得多，所以各力矩中，对x轴的力矩Mx对空压机振动的影响*大，正是由于Mx的作用和空压机质心位置的影响，才使该机的耦合振动较严重，横向振动加速度Ay的频谱中复杂的频率成分就是耦合振动的具体表现。松开气泵右侧两螺栓时，气泵运动件的惯性力通过左侧两螺栓传给储气筒，引起较大的力矩Mx，因而此时振动*大。
