2力學模型建立為一顎式破碎機的力學模型，其中OA為偏心軸，它的長度為/1，其上所受的力（F21）x、（F21）y為動顎作用在曲柄上的約束反力，為使F21得以平衡，在曲柄軸r1、Y處加平衡重Gd則假設平衡重產生慣性力為FD，產生的慣性力偶矩為MdAB為動顎，它的長度為/2，F2表示作用在動顎質心處的慣性九慣性力F2的方向角為02，M2表示作用在動顎上的慣性力偶矩，F12、F32分別為偏心軸和肘板對它的約束反力。O1B為肘板，它的長度為/3，肘板的自重、慣性力、慣性力矩與其它運動構件相比很小，在進行受力分析時一般將其略去不計，所以肘板為二力構件，即受到來自機架和動顎的約束反力F23和F43.由于機構平衡是對慣性載荷在支座上引起的附―），女，湖南衡陽人，廣西工學院機械工程系講師。

　　加動壓力的平衡，因此在進行平衡問題的力分析中，不必考慮除慣性載荷（慣性力、慣性力矩）以外的其他外力。根據達朗伯原理，可把構件產生的慣性載荷當作外力，作用在產生該慣性載荷的對應構件上，使機構處于動態靜力平衡。將機構動力學問題轉化為靜力學問題，按靜力學方法求解。

　　如所示，取為級組，肘板為二力構件。假定曲柄軸為勻速旋轉，則ei=，這樣可列以下力學方程：Fi為作用在曲柄軸支座上的合力，即由于慣性力的存在對支座產生的附加動壓力，Mk為作用在曲柄軸支座上的合力矩，此力矩由原動機平衡，在計算機構平衡重時不予考慮。

　　3優化模型建立3.1設計變量裝加在飛輪上的平衡重的位置可按結構確定，即平衡重的向徑ri為預先給定。把平衡重大小GD以及向徑的方向角Y作為設計變量：3.2目標函數以作用在曲柄軸支座上的合力Fi最大值極小為目標函數：3.3約束條件兩個設計變量的邊界約束為：G2―Gd>0表示平衡重Gd的上限為K G2；2tt―x2>0，表示向徑的方向角Y的上限為2nK由設計者取值，在這里K取0. 4實例分析以一PE型雙腔顎式破碎機為例，它的運動機構簡圖及構件長度可根據有關資料。機械，1994廖漢元，孔建益，鈕國輝。鄂式破碎機。北京：機械工業出版社，1998羅紅萍，母福生。雙腔顎式破碎機運動學特性研究。礦山機械，2006，（1）：趙先瓊，楊曉紅。Matlab在機械優化設計中的應用。岳陽師范學院學報（自然科學版），2000戴少生。顎式破碎機離心慣性力的消除。礦山機械，1999，（1）15.