慣性破碎機主要由破碎錐1、環(huán)錐（機體）2、激振器3及彈性支承4等部件組成。破碎錐與環(huán)錐用球形鉸鏈相互聯(lián)接并通過減振器（彈性支承）支承在基礎(chǔ)上。激振器由電動機經(jīng)萬向聯(lián)軸節(jié)帶動旋轉(zhuǎn)，由激振器產(chǎn)生的慣性力迫使破碎錐作旋回運動，并沿環(huán)錐內(nèi)表面滾動。
　　慣性破碎機的振動系統(tǒng)由振動質(zhì)量（環(huán)錐、破碎錐及激振器的質(zhì)量）、彈性支承剛度及激振力（由回轉(zhuǎn)的偏心重塊產(chǎn)生）構(gòu)成。為了保證機器穩(wěn)定地工作，必須對慣性破碎機的振動系統(tǒng)進行計算，以便找出振動質(zhì)量、彈性支承剛度、偏心重塊的質(zhì)量矩與振幅及自振頻率的關(guān)系，合理地選擇彈性支承剛度。
　　為了簡化計算，作如下幾點假設(shè)：
　　a.破碎錐沿環(huán)錐內(nèi)表面作無滑動的滾動；
　　b.由于機器的擺動角度很小，故在OZ方向的位移可視為零；
　　c.不計入重力及破碎錐旋回力矩的影響。
　　采用動靜法，根據(jù)達朗伯原理，以動錐和環(huán)錐整體為研究對象，在慣性破碎機中，整個機器及彈性支承裝置對稱于機器的中心線，故令∑kx=∑ky=∑k；rc為偏心重塊質(zhì)心至OZ軸線的距離；ω為激振器回轉(zhuǎn)角速度；φ為偏心重塊回轉(zhuǎn)的相位角，直線BC與OX軸線的夾角（圖示位置φ=0）；M為電動機誘導(dǎo)至主軸上的力矩。
　　當(dāng)穩(wěn)定運動時，破碎機的球面中心將繞機器靜止時的軸線作圓周運動，而破碎錐與環(huán)錐將繞通過球面中心且與機器靜止時的軸線平行的K0Z′軸作圓錐面運動。
　　為了減少慣性破碎機對基礎(chǔ)的動負荷，根據(jù)振動隔離理論，只要使強迫振動頻率ω大于自振頻率ωp的4～5倍，便可得到良好的效果。彈簧的剛度一般是通過ω與ωp的比值來控制。通常取頻率比Z（Z=ω/ωp）為4～6。
　　選取慣性破碎機彈性支承的剛度時，不僅要考慮使彈簧傳給基礎(chǔ)的動負荷不使建筑物產(chǎn)生有害的振動，而且還須考慮彈簧應(yīng)有足夠的支承能力。