2力学模型建立为一颚式破碎机的力学模型，其中OA为偏心轴，它的长度为/1，其上所受的力（F21）x、（F21）y为动颚作用在曲柄上的约束反力，为使F21得以平衡，在曲柄轴r1、Y处加平衡重Gd则假设平衡重产生惯性力为FD，产生的惯性力偶矩为MdAB为动颚，它的长度为/2，F2表示作用在动颚质心处的惯性九惯性力F2的方向角为02，M2表示作用在动颚上的惯性力偶矩，F12、F32分别为偏心轴和肘板对它的约束反力。O1B为肘板，它的长度为/3，肘板的自重、惯性力、惯性力矩与其它运动构件相比很小，在进行受力分析时一般将其略去不计，所以肘板为二力构件，即受到来自机架和动颚的约束反力F23和F43.由于机构平衡是对惯性载荷在支座上引起的附―），女，湖南衡阳人，广西工学院机械工程系讲师。

　　加动压力的平衡，因此在进行平衡问题的力分析中，不必考虑除惯性载荷（惯性力、惯性力矩）以外的其他外力。根据达朗伯原理，可把构件产生的惯性载荷当作外力，作用在产生该惯性载荷的对应构件上，使机构处于动态静力平衡。将机构动力学问题转化为静力学问题，按静力学方法求解。

　　如所示，取为级组，肘板为二力构件。假定曲柄轴为匀速旋转，则ei=，这样可列以下力学方程：Fi为作用在曲柄轴支座上的合力，即由于惯性力的存在对支座产生的附加动压力，Mk为作用在曲柄轴支座上的合力矩，此力矩由原动机平衡，在计算机构平衡重时不予考虑。

　　3优化模型建立3.1设计变量装加在飞轮上的平衡重的位置可按结构确定，即平衡重的向径ri为预先给定。把平衡重大小GD以及向径的方向角Y作为设计变量：3.2目标函数以作用在曲柄轴支座上的合力Fi最大值极小为目标函数：3.3约束条件两个设计变量的边界约束为：G2―Gd>0表示平衡重Gd的上限为K G2；2tt―x2>0，表示向径的方向角Y的上限为2nK由设计者取值，在这里K取0. 4实例分析以一PE型双腔颚式破碎机为例，它的运动机构简图及构件长度可根据有关资料。机械，1994廖汉元，孔建益，钮国辉。鄂式破碎机。北京：机械工业出版社，1998罗红萍，母福生。双腔颚式破碎机运动学特性研究。矿山机械，2006，（1）：赵先琼，杨晓红。Matlab在机械优化设计中的应用。岳阳师范学院学报（自然科学版），2000戴少生。颚式破碎机离心惯性力的消除。矿山机械，1999，（1）15.