1、动颚体受力分析
颚式破碎机的动颚体是破碎机中重量较大的零件 ，结构复杂。主要由动颚齿板座和边板等零件焊接组成 ，承受了破碎机工作时由推力板和物料产生的强大挤压力 ，受力情况较为复杂。动颚体在运行中主要承受物料对齿板座的破碎力F，肘板对齿板座的支撑力 T1和偏心轴体对边板的支撑力 T2。其中破碎力 F根据经验公式获得 ，为 8694kN[3 - 4 ]。由力的平衡原理较容易求出 T1和 T2。
2、动颚体有限元分析
对动颚体进行有限元分析时 ，考虑到模型的结构和受力对称分布 ，取一半进行分析 ，以减少计算量。对于动颚体 ，其弹性模量可取 200GPa，泊松比为 0128，选择单元为 Solid 92，建立好有限元模型后 ，根据动颚体的受力图施加载荷和约束 ，获得的动颚体的应力。动颚体所受到的最大应力为 150143MPa，位置在齿板座的下端横梁。观察动颚体上的其他部分 ，发觉应力分布较不均匀 ，小应力区域较多 ，通过对动颚体进行结构强度均匀化设计 ，在保证动颚体的结构强度和刚度的前提下 ，使材料能够尽可能地利用 ，结构设计更加合理。
3、动颚体均匀化设计
一个理想的结构 ，其每一部分的应力应该接近于相同的安全水平 ，这个概念进一步推导得到基于应力均匀分布的优化准则 ，使得优化后的结构应力变得更均匀。对于动颚体模型 ，由于受装配条件的限制 ，边板改动余地很小 ，同时动颚齿板座结构较为复杂 ，质量最大 ，修改余地很大 ，故对动颚体的均匀化设计主要集中在动颚齿板座均匀化设计上。动颚齿板座结构最好是应在相同载荷条件下 ，使得结构上每一点的受力状况相近。这样就可以在固定载荷条件下 ，以齿板座上面应力的均匀度最小作为评价标准来建立优化模型 ，进行优化设计。
对于动颚齿板座 ，在长期的交变载荷作用下 ，往往容易在齿板座某一处发生疲劳破坏。因此 ，可根据齿板座疲劳极限与齿板座上面的应力通过某种换算关系获得的值 ，即均匀度来定义目标函数。
3.1确定目标函数
在齿板座结构中 ，为了使齿板座上面的应力分布更为合理 ，有更好的应力分布状况 ，以齿板座上面应力的均匀度 k作为优化目标 ，如果这些计算点的均匀度最小 ，则说明结构上的应力分布最为均匀。
3.2确定设计变量和状态变量
通过前面对动颚体进行的有限元分析所获得的等效应力云图可以看出 ，齿板座的板厚和筋板处受力较小 ，大多数地方的最大应力远远小于齿板座的屈服载荷。从其结构图上看 ，齿板座承载板板厚和支撑它的筋板板厚有较大的改善余地 ，拟从这些地方的尺寸入手 ，进行优化。
经过参数化优化后的动颚齿板座尽管最大应力低于许用应力 ，富裕应力减少 ，然而削弱了结构的强度 ，同时观察其结构形状 ，仍然有较大的改动空间 ，通过评估分析对齿板座进行进一步的修改 ，使齿板座的结构要求更加完善。另外 ，表 1中的优化值是理论计算值 ，必须圆整到板材厚度的实际尺寸。齿板座的结构做相应的修改。
(1)由于齿板座的承载板板厚由 60mm变为 35mm，同时连接肘板处的筋板受力较小 ，拟将该处的筋板厚度也改为35mm。
(2)由于最下端的横向筋板中部出现应力集中 ，决定在该处加一块盖板 ，板厚为 30mm，以使该处的应力均匀化 ，同时该处的筋板厚度不变 ，仍为60mm。
(3)为了更有利于加工 ，将纵向筋板的厚度由 60mm改为 30mm。
(4)纵向筋板距齿板边的距离由 390mm变为 405mm。
4、结论
运用有限元分析软件 ANSYS对动颚体进行了结构强度均匀化优化设计 ，优化前后动颚体在质量、最大应力和应力均匀度分别为 662012和 575716kg、150143和 125147MPa、 01524和 01293。经过一系列的分析和评估 ，再对优化后的模型进行适当的修改。修改后的模型 ，应力分布更为均匀 ，且结构强度和抗疲劳能力有所增强 ，达到了齿板座结构强度均匀化优化的目的。
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