新型抽油机 技术领域 本实用新型涉及变负荷设备，特别涉及抽油机。
背景技术 本人曾申报00211156.x号实用新型专利，给出了抽油机及其它变负荷设备的新型平衡结构——多级平衡结构的技术方案。
这一技术方案的理论根据是“谐波吸收原理”。
抽油机电机，一方面，要对平衡结构的运动过程做功，另一方面，要对举升石油的运动过程做功，我们称前者为平衡负荷，后者为原始负荷，称，减速机输出轴(二传动机构的公共轴)以后，带动平衡负荷的传动机构为平衡负荷传动机构，带动原始负荷的传动机构为原始负荷传动机构。
利用平衡负荷的若干次谐波将原始负荷的若干次谐波吸收掉，便是谐波吸收原理的本质。
设原始负荷N(N为自然数)次谐波的模为AN，初相角为αN，平衡负荷N次谐波的模为BN，初相角为βN，则平衡负荷吸收掉原始负荷N次谐波的条件为：AN＝BN；αN-βN＝180°。
我们称CN＝AN-BN为“N次模差”，简称“模差”，rN＝αN-βN为“N次相角差”，简称“相角差”。
这一结论告诉我们，欲使平衡达到最佳状态，必须调节两个因素——模差及相角差。
《采油技术手册》第四分册(石油工业出版社1998年版)，所记载的现有抽油机，其平衡机构，只能调节模差，不能调节相角差，抽油机只好处在平衡状态不正常的情况下工作。
受现有平衡结构的限制，现有抽油机难于根据实际需要，灵活地调节升比(详见下文)，使应用受到局限。
下面对这一问题，作些进一步说明：
抽油机上冲程时间，简称“上行时间”；下冲程时间简称“下行时间”；上行时间与下行时间之和，称为“举升周期”；上行时间与二分之一举升周期之差除以二分之一举升周期，称为“升比”，其绝对值以η表示；油井供液量能满足抽油机举升能力需求的最小值，称为“供液量临界值”。
抽油机的升比是一个需要选定的参数，其数值应根据油井供液量及漏失状况加以确定，具体情况详见下表：
供液量及漏失对升比等参数的影响表供液量漏失冲次上行时间下行时间升比 备 注在临界值以上下 降不变不变不变不变不变其中升比的变化值指代数值，以下同在临界值以下下 降不变变低不变变长变小供液量下降到一定程度后，升比降到0以下在临界值以上不 变增加变高变短不变变小漏失增加到一定程度后，升比有可能降到0以下在临界值以下不 变增加不变变短变长变小漏失增加到一定程度后，升比有可能降到0以下
上表中，前两项为自变量，后四项为因变量。
此外，开采稠油时、因粘滞阻力较大，为避免“打架”现象，希望抽油机在负升比状态下工作，粘滞阻力越大，负升比的绝对值也越大。
可见，及时而准确地调节升比，在提高泵效，减少漏失，适应稠油开采等方面，显得十分必要。
现有的常规型抽油机，仅能实现不能调节的固定的零升比。
现有的异相型抽油机，一般是在正升比状态下工作，令其电机反转，也可实现负升比。但有两点不足：a、只能实现正、负两种固定地升比；b、抽油机在负升比状态下工作时，负荷谐波收敛速度变慢，幅度迅速升高，平衡状况急剧恶化，使得电机最大负荷加重，发电区段加长，效率显著下降。
但，采取多级平衡结构及双因素调节平衡结构后，则主要谐波将被吸收掉，因抽油机处于负升比状态而导致的平衡状态的恶化，以至进而引起的能耗增加等弊端，均会得到有效的遏制，使升比的调节具有可行性、实用性。
本实用新型的技术方案，既适用于一级平衡结构，又适用于多级平衡结构。为以下综合叙述的方便，称带动N次平衡负荷同步转动的转轴、传动轮分别为N次轴、N次轮(包括板轮、齿轮、链轮等)。
发明内容 本实用新型的目的是，根据谐波吸收原理，提供一种新型抽油机，它针对现有抽油机与谐波吸收原理不相适应的部分，进行一些相应的的改进，对其它有关方面，也做了一些相关的改进。具体说来，本实用新型的主要目的是，给出双因素调节平衡结构，达到节能的目标。本实用新型的另一些目的是，(1)给出升比可调结构，达到提高抽油系数及对井况适应能力强的目标；(2)给出冲程连续可调结构，使冲程调节灵活，一方面，适应升比可调结构的需要，另一方面，它又从另一个角度，达到提高抽油系数及对井况适应能力强的目标；(3)给出大轮结构，一方面，适应平衡块贴附式结构的需要，另一方面，实现简化传动机构、运行平稳的目标；(4)给出电机顶置式结构，一方面，适应一次轴轴心移动式结构的需要，另一方面，实现结构紧凑的目标。
此外，本实用新型的另一个目的是，为负荷呈周期性变化的其它设备，如鳄式破碎机、飞剪等提供改进技术方案，以提高相应的性能，实现节能的目标。
从配套的角度看，由于00211156.x号实用新型所述的多级平衡结构与本实用新型所述的双因素调节平衡结构，均是谐波吸收原理在实际应用中的组成部分，因此，本实用新型的目的中包括下述含义：为多级平衡结构的应用提供配套技术，以便使谐波吸收原理在实际应用中的节能效果得到更加充分的发挥。
为概括技术方案，下面首先作些简要的说明。
如前所述，抽油机有两套传动机构，即，平衡负荷传动机构、原始负荷传动机构。
二传动机构之间的位置关系、连接关系，是本实用新型技术方案的核心，对于实现本实用新型的目的具有决定性意义，为此，特作以下说明。
平衡重重心与相应次轴轴心的连线，被称为相应次“重径”，各次“重径”是反映相应次平衡传动机构方位的基准。连杆下铰点与一次轴轴心的连线，被称为“铰径”，“铰径”是反映原始负荷传动机构方位的基准(图3～6中，粗虚线OA为“重径”，粗虚线OB为“铰径”)，各次“重径”与“铰径”间的初始夹角，被称为相应次“张角”，“张角”是反映平衡负荷传动机构与原始负荷传动机构位置关系、连接关系的特征参数。
根据谐波吸收原理，为把平衡调到最佳状态，须使相应次模差、相角差这两个因素均可调。
众所周知，模差可调不成问题。
而相角差可调是有待解决的问题。
虽然“张角”不直接是相角差，但各次“张角”与相应次相角差，有着确定的对应关系，改变各次“张角”，便改变了相应次相角差。这样，只要各次“张角”是可变的，则相应各次相角差便是可调的。
根据机械原理可知，改变“张角”并不困难，可找到多种多样的结构方式(参见实施例1～7)，从而使相角差可调的问题得以解决。
本实用新型的技术方案如下：
新型抽油机，包括电机、平衡负荷传动机构、原始负荷传动机构，其特征在于：使平衡负荷传动机构上的各次“重径”与原始负荷传动机构上的“铰径”的初始方位相对可变，即，在平衡负荷传动机构与原始负荷传动机构之间，采取“张角”可变结构。“张角”可变结构与其它平衡相关机构一起组成不仅模差可调，而且相角差也可调的新型平衡结构，为与原来的只能单一调节模差的平衡结构相区别，称其为双因素调节平衡结构。
下面，从多种方案中，选择三种较典型的方案，加以具体说明。
1、独立于原始负荷传动机构，另设平衡杆(为区别，对脱离平衡块，仅起传动作用及冲程调节作用的支杆仍称为曲柄，对新设的带动平衡负荷的支杆称为平衡杆，以下同)，其一端与相应次轴联接，另一端与相应次平衡负荷(平衡负荷可以是平衡块，也可以是储能气包等)联接，其联接的方法与原来的相同或相似。曲柄，一端与一次轴联接，另一端与原始负荷传动机构联接，其联接的方法与原来的相同或相似。因回转的需要，曲柄应位于平衡杆的外侧。
改变平衡块在平衡杆方向上的位置，则实现了模差调节，改变“张角”，则实现了相角差调节。
这种结构，称为平衡杆独立式结构。
后面，将选择几种有代表性的方式，在实施例1、16、17中详述。
2、在某些情况下，另设平衡杆有些不便，则可采取下述方案。
如果某次平衡块为若干个单体，则我们称每个单体为该次平衡块，称单体构成的总体为该次平衡重。
在平衡机构上，或设若干个沿曲柄侧向分布的连杆下铰点固定孔，或设若干个重心可向曲柄侧向移动的平衡块，通过改变连杆下铰点所在的连杆下铰点固定孔的孔位或移动平衡块，使得平衡重重心不仅可沿曲柄方向移动，实现模差调节，而且可向“铰径”侧向移动，改变“张角”，实现相角差调节。
这种结构，称为重心侧调式结构。
向“铰径”侧向移动平衡重重心的方法很多，后面，将选择几种有代表性的方式，在实施例2～7中详述。
3、将各次平衡块直接安装在相应次轮轮辐的相应位置上，各次平衡块可沿相应次轮径向移动并锁定，实现各次模差调节，各次平衡块还可沿相应次轮圆周方向移动并锁定，以改变“张角”，实现相角差调节。
这种结构，称为平衡块贴附式结构。
后面，将选择有代表性的方式，在实施例15、18中详述。
一次平衡结构采用以上三种结构均可，二次以上平衡结构，一般采用平衡杆独立式结构、平衡块贴附式结构(详见实施例15～18)。
以上三种结构，可以交叉组合，组成新的类似结构。
双因素调节平衡结构，适用于各种平衡机构。不仅适用于曲柄平衡机构，也适用于游梁平衡机构、复合平衡机构；不仅适用于机械平衡机构，也适用于气动平衡机构。用于气动平衡机构与用于机械平衡机构的原理和原则都是一致的，但气动平衡机构没有了平衡块，代之以储能气包，其平衡负荷传动机构与原始负荷传动机构之间的位置关系、连接关系，可由上述方案推知。
双因素调节平衡结构，不仅适用于抽油机，也适用于负荷呈周期性变化的其它设备，如鳄式破碎机、飞剪等。
下面，以游梁式抽油机为例，对升比可调结构作一些简要说明。
横梁轴轴心处于最高点或最低点时，其向下的铅垂线(准确地说，是最高点与最低点连线的延长线)，简称“垂线”；一次轴轴心到垂线的距离称为偏心距，简称“偏移”，其绝对值以L表示；一次轴轴心与支架轴轴心居垂线异侧时，规定偏移为正；一次轴轴心与支架轴轴心居垂线同侧时，规定偏移为负；曲柄上冲程转角与下冲程转角之差的二分之一称为极位夹角，简称“偏角”，其绝对值以φ表示；一次轴上缘向着驴头转动，简称“正转”；反之，简称“反转”(参见图13、14、15)。
通过下表，我们可以看出使升比发生变化的几种方式：
升比、偏角随偏移及一次轴转向变化表 序 号 偏移及一次轴转向 变 化 偏角变化 升比变化 1 正转 正转 L——→0——→-L φ→0→-φ η→0→-η 2 反转 反转 -L——→0——→ L 3 正转 反转 L——→0——→ L 4 反转 正转 -L——→0——→-L
由上表可知，升比的变化归结于偏角的变化，偏角的变化归结于偏移及一次轴转向的变化，欲使升比从正最大变到0，再从0变到负最大，可有以下四种方式：
(1)一次轴正转，偏移从正最大变到0，再从0变到负最大；
(2)一次轴反转，偏移从负最大变到0，再从0变到正最大；
(3)一次轴正转，偏移从正最大变到0，接着，一次轴反转，偏移从0变回正最大；
(4)一次轴反转，偏移从负最大变到0，接着，一次轴正转，偏移从0变回到负最大。
综上所述，设置机电可变机构，使偏移、一次轴转向得以发生变化，导致偏角发生变化，从而升比也发生相应的变化，构成升比可调结构。
根据机械原理，可推知，通过改变结构参数来达到改变上下行时间的比例关系，适应升比可调的机电可变机构有多种方式。作为例子，下面给出两种、四类较典型的方案：
(1)设置偏移可变机构，必要时，加配电机换向结构，实现偏角细调，从而实现升比细调。
这种结构，称为偏角细调结构。这便是前面所说的第一种。
偏角细调结构有代表性的形式有：a、具有沿游梁方向移动一次轴轴心并锁定的机构，构成一次轴轴心移动式结构；b、具有沿游梁方向移动游梁横梁轴轴心并锁定的机构，构成游梁横梁轴轴心移动式结构；c、具有沿游梁方向移动副游梁横梁轴轴心并锁定的机构，构成副游梁横梁轴轴心移动式结构。这便是第一种中的第一类、第二类、第三类。
其具体结构，将在实施例9～14中举例详述。
(2)在偏移固定且不为0的情况下，不设置偏移可变机构，只设置电机换向机构(抽油机电机，一般均为三相异步电机，只要改变电机供电电源的相序便可改变电机的转向)，改变电机的转向，偏角便能取得正负两种状态，相应的，升比便能在正负两种状态中加以选择、调节。
这种结构，称为双偏角结构。这便是前面所说的第二种第四类、
其具体方案，将在实施例8中详述。
升比可调结构，应用在多级平衡结构及双因素调节平衡结构的抽油机上，最为方便可行，但它也可以在其它平衡结构的抽油机上得到应用。
平衡块贴附式结构，需要抽油机采取大轮结构。
大轮结构一个特征是，各次轮的直径要大于相应次平衡块的回转直径，一次轮直径因抽油机的大小而异，一般约为2-7米，这样才便于贴附式平衡块的设置。
大轮结构另一个特征是，利用抽油机总减速机构相应的传动轴兼作各次轴，直接传动，带动各次平衡负荷。
大轮结构可以只取以上两个特征之一，也可以兼取两个特征。
大轮结构有多种，比较典型的形式有：单排大轮齿轮直传式结构、双排大轮齿轮直传式结构、单排大轮链条直传式结构、双排大轮链条直传式结构、大轮同步齿形带直传式结构等。
其具体结构，将在实施例15～18中举例详述。
大轮结构，不仅适用于平衡块贴附式结构的抽油机，也适用于其它结构的抽油机。
本实用新型与现有技术相比，其主要优点在于：实现模差、相角差双因素调节，能使平衡调到最佳状态，电机的负载率均匀，节能效果突出；实现升比可调及冲程连续可调，可使抽油机提高泵效并对工况有更强的适应能力；大轮结构，结构简单、运行平稳。
【附图说明】
图1是现有抽油机结构示意图；
图2是平衡杆独立式结构示意图；
图3是平衡杆独立式结构中，一次平衡杆与一次轴及一次平衡块联接关系示意图；
图4是平衡杆独立式结构中，曲柄与一次轴及连杆联接关系示意图；
图5是组块式结构示意图；
图6是连杆下铰点侧调式结构(一)示意图；
图7是图6A-A剖视示意图；
图8是连杆下铰点侧调式结构(二)示意图；
图9是图8I-I剖视示意图；
图10是滑移细调式结构(一)示意图；
图11是滑移细调式结构(二)示意图；
图12是摆移细调式结构示意图；
图13是零偏移情况示意图；
图14是正偏移情况示意图，兼作双偏角结构示意图；
图15是负偏移情况示意图，兼作双偏角结构示意图；
图16是一次轴轴心移动式结构示意图；
图17是图16的侧视示意图；
图18是采取滚移方式时，其滚轮结构示意图；
图19是吊杆摆移式结构示意图；
图20是滑块滑移式结构(一)示意图；
图21是图20H放大示意图；
图22是图21B-B剖视示意图；
图23是图20俯视示意图；
图24是图23C-C剖视示意图；
图25是滑块滑移式结构(二)示意图，兼冲程连续可调结构示意图；
图26是图25M放大示意图；
图27是图26D-D剖视示意图；
图28是图26E-E剖视示意图；
图29是图28中楔形压块50F向示意图；
图30是滑轮摆移式结构示意图；
图31是单排大轮齿轮直传式结构示意图；
图32是图31俯视展开示意图；
图33是双排大轮齿轮直传式结构示意图；
图34是图33G向旋转示意图；
图35是双排大轮链条直传式结构示意图；
图36是图35侧视示意图；
图37是大轮同步齿形带直传式结构示意图；
图38是图37俯视示意图；
图39是凸轮滚移式结构示意图；
图40是图39中游梁以上部分的侧视示意图；
图41是摆移式结构示意图。
具体实施方式 参阅图1～41。
图中，1-连杆，2-平衡块(一次平衡块)，3-连杆下铰点，4-曲柄，5-次轴，6-电机，7-皮带轮，8-皮带，9-减速机，10-横梁轴，11-支架，12-支架轴，13-游梁，14-驴头，15-平衡杆(一次平衡杆)，16-螺丝，17-齿条，18-连杆下铰点固定孔，19-基础平衡块，20-积木式平衡块，21-螺孔，22-铰点移出板，23-凸凹交错结构，24-锥形套，25-滑移式平衡块，26-铰点，27-摆柱，28-导杆，29-摆移式平衡块，30-摆杆，31-垂线，32-底轨，33-减速机底座，34-定位筋，35-槽形滚轮，36-偏心轴，37-平滚轮，38-滑道，39-齿轮，40-副游梁，41-滑块，42-接手，43-方形螺母，44-齿轮轴套，45-摇把，46-横梁，47-滑道开口，48-螺丝，49-不转垫圈，50-楔形压块，51-一次贴附式平衡块，52-一次齿轮，53-二次贴附式平衡块，54-二次轴，55-二次齿轮，56-四次齿轮，57-蜗轮，58-四次轴，59-蜗杆，60-四次平衡块，61-电控柜，62-二次平衡块，63-二次平衡杆，64-四次平衡杆，65-飞轮，66-四次贴附式平衡块，67-平衡杆中心线，68-曲柄中心线，69-支架，70-动滑轮，71-定滑轮，72-链条，73-基础底座，74-一次链轮，75-二次链轮，76-四次链轮，77-塔形皮带轮，78-同步齿形带，79-支撑板，80-吊杆，81-螺孔，82-齿条，83-齿条，84-齿条，85-凸轮，86-凸轮85逆时针方向旋转60°的轮廓线，87-凸轮轴，88-制动齿轮，89-制动瓦，90-电磁制动器，91-电动减速机，92-支架，93-支架座，94-轴承，95-滚动轴套，96-凸轮链条离合点，97-方套，98-连板，99-保险锁块，100-摆杆中心线，101-滑块。
使二次以上平衡负荷传动机构与原始负荷传动机构之间采取“张角”可变结构，较一次要简便得多，而且，其结构很容易从一次推知，为清晰，便在以下某些图中，将二次以上平衡结构略去。
为了能更集中地表达与特征相关的内容，有些图形略去了大家熟知的其它内容，只反映与特征相关的部分，例如，横梁对于表达技术特征的关系不大，其相关关系，可由横梁轴10推知，所以，在各图中，一般将其略去。
为了清晰，图形中，显然的内容，尽量用最简洁的线条表示，需特别指明的地方，用复杂的线条表示，不计较图面整体风格的协调。
一般的零部件，仅在第一次出现时，标注附图标记，以后，非必要时，一般不再重复标注或说明。
下面结合附图和实施例对本实用新型作进一步说明。
下面所说的“曲柄侧向”、“铰径侧向”，分别指曲柄侧方、铰径侧方以一次轴5轴心为圆心的圆周方向；所说的“曲柄方向”，、“平衡杆方向”、“摆杆方向”，均指沿其长度的中心线方向；所说的“游梁方向”，指沿其长度的中心线方向(准确地说，是指在游梁运动的平面上，与垂线相垂直的方向)；所说的“沿游梁方向移动”，指移动后，沿“游梁方向”位移分量不为0；所说的“力臂”，指平衡块或平衡重以相应次轴轴心为转轴的力臂。
图1反映了现有抽油机的情况，其中，平衡负荷传动机构与原始负荷传动机构之间，通过曲柄4相关联，其“张角”是不可改变的，因而其相角差是不可调的(其结构及其说明，参见《采油技术手册》第四分册)。
实施例1如图2、3、4所示。脱离四连杆机构，另设平衡杆15，其一端通过螺丝48与一次轴5联接，另一端通过螺丝16及保险锁块99与平衡块2联接。
一方面，平衡块2可在平衡杆15上移动，位置确定后，用螺丝16及保险锁块99锁定，这样便改变了“力臂”，实现了模差调节；另一方面，平衡杆1 5可在一次轴5上转动，位置确定后，用螺丝48锁定，转动平衡杆15，平衡重重心便向铰径侧向移动，从而改变了“张角”，实现了相角差调节。
曲柄4，一端通过螺丝48与一次轴5联接，另一端通过连杆下铰点固定孔18、连杆的下铰点3与连杆1联接。多个连杆下铰点固定孔18，仍与原来一样，供冲程调节之用。
该实施例，属平衡杆独立式结构，是双因素调节平衡结构形式之一。
由于加装平衡杆，原减速机主轴的长度便显不够，解决的办法是：(1)对于新型抽油机的生产，需将减速机的主轴加长；(2)对于现有抽油机的改造，可采取外设“加长轴”等方法解决。例如，a、当平衡杆采取与原来类似的结构，利用夹紧尾部开口的方法与一次轴固定时，可将加长轴固定在曲柄的柄上；b、当平衡杆尾部采取带内孔为锥孔的法兰结构，利用压紧锥形套的方法与一次轴固定时，可将加长轴固定在曲柄尾部的法兰上；c、把加长轴固定在减速机的主轴上。此外，还可以对上述方法加以变型，形成多种类似的结构，满足平衡杆独立式结构的要求。
实施例2～7分别由图5、6、7、8、9、10、11、12、41所示，其中，图10、11、12、41略去了连杆下铰点3及连杆1，欲了解略前图形，请参见图4、5等。
此外，由于只有平衡块及铰点移出板22相关的结构与实施例2～7的技术特征有关，因而，图中只反映了这有关的局部，而略去了其余部分。
首先，对这六种重心侧调式结构的共同内容作些说明：
曲柄4分别和以下部分联接，a、尾端通过螺丝48与一次轴5联接。b、实施例2、5、6、7中，中部通过连杆下铰点固定孔18、连杆下铰点3与连杆1联接；实施例3、4中，中部通过连杆下铰点移出板22，再通过连杆下铰点固定孔18、连杆下铰点3与连杆1联接。c、顶端通过螺丝16及保险锁块99与平衡块联接。保险锁块99与曲柄4上的齿条17咬合，可防止平衡块串动。
它们主要是通过改变平衡块在曲柄4上的位置，来改变“力臂”，实现模差调节。
实施例2、5、6、7中，曲柄上多个铰点固定孔18，为调节冲程之用。
实施例2如图5所示。平衡机构上的平衡重由若干个基础平衡块19和积木式平衡块20所组成，它们之间可以灵活地组合。基础平衡块19通过螺丝16及保险锁块99与曲柄4联接，积木式平衡块20通过螺丝16与基础平衡块19联接。
基础平衡块19可在曲柄4上移动，位置确定后，用螺丝16及保险锁块99锁定，这样，便改变了“力臂”，实现了模差调节；减少或减小曲柄4某一侧平衡块，增加或增大另一侧平衡块，平衡重重心便向“铰径”侧向移动，从而改变了“张角”，实现了相角差调节。
为减小平衡块运行扫过的空间，最好按图5所示，将平衡块制成倾斜形。平衡块应按重量分成若干个级别，以便搭配使用，不同级别平衡块的重量比，以2M(M为整数)为宜。
该实施例，采取向曲柄4侧向重新组合平衡块的方法，来实现相角差调节，称为组块式结构。
实施例3如图6、7所示。沿用原来相同的结构和方法，通过改变平衡块2在曲柄4上的位置来改变“力臂”，实现模差调节。
此外，在曲柄4上加装了铰点移出板22，其上设若干个沿曲柄4侧向分布的连杆下铰点固定孔18，通过螺丝16及凸凹交错结构23将铰点移出板22与曲柄4固定在一起。
改变连杆下铰点3所在连杆下铰点固定孔18的孔位，平衡重重心便向“铰径”侧向移动，从而改变了“张角”，实现了相角差调节。
曲柄4上设有若干个螺孔21，改变铰点移出板22所在螺孔21的孔位，便实现了冲程调节。
该实施例，在平衡结构的铰点移出板22上，设若干个沿曲柄4侧向分布的连杆下铰点固定孔18，通过改变连杆下铰点3所在连杆下铰点固定孔18的孔位，来实现相角差调节，称为连杆下铰点侧调式结构。
实施例4如图8、9所示。沿用原来相同的结构和方法，通过改变平衡块2在曲柄4上的位置，来改变“力臂”，实现模差调节。
此外，在实施例3的基础上，将铰点移出板22从弧形改成扇形，其上密布更多的呈平面分布的连杆下铰点固定孔18，铰点移出板22通过螺丝16、锥形套24与曲柄4固定在一起。
向曲柄4侧向改变连杆下铰点3所在连杆下铰点固定孔18的孔位(连杆下铰点3上可设三个呈等边三角形分布的螺丝，以便与铰点移出板22固定)，平衡重重心便向“铰径”侧向移动，从而改变了“张角”，实现了相角差调节。
沿着(向或背)一次轴5轴心的方向改变连杆下铰点3所在连杆下铰点固定孔18的孔位，便改变了连杆下铰点3中心与一次轴5轴心的距离，实现了冲程调节。
该实施例，与实施例3相似，是连杆下铰点侧调式结构的另一种形式。实施例5如图10、11所示。它在组块式结构的基础上，增设了滑移式平衡块25。滑移式平衡块25通过螺丝16及保险锁块99与基础平衡块19联接。
采取与组块式结构类似的办法，通过对基础平衡块19及积木式平衡块20的调节，来改变“力臂”及“张角”，从而实现模差调节及相角差调节。
此外，滑移式平衡块25可在基础平衡块19的齿条17上移动，位置确定后，用螺丝16(其螺帽在基础平衡块19上的矩形燕尾槽中，其余同)及保险锁块99锁定。改变滑移式平衡块25在基础平衡块上的位置，滑移式平衡块25重心及平衡重重心便向“铰径”侧向移动，从而改变了“张角”，实现了连续的相角差调节。
调节时，积木式平衡块20负责相角差粗调，滑移式平衡块25负责相角差细调，两种方式搭配运用。
该实施例，采取向“铰径”侧向滑动滑移式平衡块25的方法，来实现相角差细调，称为滑移细调式结构。
实施例6如图12所示。它在组块式结构的基础上，增设了摆移式平衡块29及其相关装置。摆移式平衡块29一端分别通过摆杆30、铰点26与曲柄4尾端联接；另一端，依次通过铰点26、摆柱27、导杆28、铰点26与曲柄4顶端联接。
采取与组块式结构类似的办法，通过对基础平衡块19及积木式平衡块20的调节，来改变“力臂”及“张角”，从而实现模差调节及相角差调节。
此外，当摆柱27在导杆28上滑动的时候，摆移式平衡块29便向曲柄4侧向移动，位置确定后，用螺丝16将导杆28锁定。改变摆移式平衡块29的位置，摆移式平衡块29重心及平衡重重心便向“铰径”侧向移动，从而改变了“张角”，实现了连续的相角差调节。
调节时，积木式平衡块20负责相角差粗调，摆移式平衡块29负责相角差细调，两种方式搭配运用。
该实施例，采取向“铰径”侧向摆动摆移式平衡块29的方法，来实现相角差细调，称为摆移细调式结构。
实施例7如图41所示。它增设了摆移式平衡块29及其相关装置。一次平衡块2与曲柄4联接。摆杆30的尾端，通过铰点26、方套97与曲柄4的尾端联接，摆杆30的侧面，通过螺丝16及保险锁块99与摆移式平衡块29联接，摆杆30的顶端，通过螺丝16、连板98与曲柄4顶端联结。一般，一次平衡块2、摆移式平衡块29分居在曲柄4及摆杆30的外侧。
沿用与原来相同的和方法，通过改变平衡块2在曲柄4上的位置，来改变“力臂”，实现模差调节。
此外，改变摆移式平衡块29在摆杆30上的位置，平衡重重心便沿摆杆30方向移动，从而改变了“力臂”，实现了另一部分模差调节；连板98上密布较多的螺孔21，改变摆杆30与连板98联接的螺孔21的孔位，摆移式平衡块29重心及平衡重重心便向“铰径”侧向移动，从而改变了“张角”，实现了相角差调节。
该实施例，采取向“铰径”侧向摆动摆移式平衡块29的方法，来实现相角差调节，称为摆移式结构。
实施例2～7，虽然它们的曲柄4没有脱离四连杆机构的关联，但平衡重重心却脱离了曲柄4的关联，它可向曲柄4侧向移动，从而改变了“张角”，实现了相角差可调。通过前面的分析可知，这6个实施例，属重心侧移式结构，是双因素调节平衡结构形式之二。
图13中，一次轴5轴心与垂线31重合，反映了偏移为0的情况；图14中，一次轴5轴心与支架轴12轴心居垂线31异侧，反映了偏移为正的情况；图15中，一次轴5轴心与支架轴12轴心居垂线31同侧，反映了偏移为负的情况。
实施例8如图14、15所示。
在偏移固定且不为0的情况下，具有电机换向机构——电控柜61，通过改变电机6的转向，使偏角及升比可在正负两种状态中选择。
该实施例，属双偏角结构。
电机换向结构比较显然，故在后面的实施例9～14中不再重复说明，并在各图中略去电控柜61。
实施例9如图16、17、18所示。带有凹槽的减速机底座33座落在带有定位筋34的底轨32上。
减速机9可沿游梁13方向，在底轨32上移动，位置确定后，用螺丝16锁定。这样，其上的一次轴5轴心与横梁轴10轴心的相对位置便发生了变化，即偏移发生了变化，实现了升比可调。
小型抽油机减速机9等较轻，可采取滑移的方式移动减速机9；大型抽油机减速机9等较重，宜采取滚移的方式移动减速机9。两种方式的外形类似，只是在滚动方式中需加装滚轮机构。在图18所示的滚轮机构中，共有四个滚轮，二个平滚轮37，二个槽形滚轮35，其槽形滚轮35有三角形凹槽，兼有定位作用，偏心轴36可使滚轮升降，滚动时，滚轮下降，固定时滚轮升起。使滚轮升降的方法很多，也可以利用斜坡进行升降。
该实施例，具有沿游梁13方向移动一次轴5轴心并锁定的机构，使偏移得以调节，称为一次轴轴心移动式结构，属升比可调结构中的偏角细调结构。
该实施例，采用了电机6座在减速机9顶部的电机顶置式结构。一方面，因其整体移动的方便，适应了一次轴轴心移动式结构的需要，另一方面，因其结构紧凑，又可在其它场合得到应用。
实施例10如图19所示。游梁13的尾部设有一个支撑板79，支撑板79上部通过铰点26与吊杆80铰接，吊杆80下端通过横梁轴10与横梁铰接，吊杆80中下部有一螺孔81，支撑板79的下部有若干个与螺孔81相配合的螺孔21。用螺丝16，通过螺孔81及螺孔21，将吊杆80与支撑板79固定在一起。
当螺孔81与不同位置的螺孔21配合时，横梁轴10便沿游梁13方向移动，其轴心与一次轴5轴心的相对位置也就发生了变化，即偏移发生了变化，从而实现了升比可调。
该实施例，具有通过吊杆80带动横梁轴10轴心，沿游梁13方向，摆移并锁定的机构，使偏移得以调节，称为吊杆摆移式结构，是游梁横梁轴轴心移动式结构中的一种，属升比可调结构中的偏角细调结构。
实施例11如图20、21、22、23、24所示。在游梁13的尾部制成弧形(为加工简单也可以制成直线形)滑道38，在滑道开口47中装有滑块41，滑块41下部通过横梁轴10与横梁46铰接。
摇动可拆卸的摇把45，可带动安装在滑块41上的齿轮轴套44中的齿轮39转动，借助齿条17，驱使滑块41在滑道38上滑动，位置确定后，通过螺丝16，使上面带有齿条的方形螺母43与下面带有齿条17的滑道38咬紧，将滑块41锁定。这样，横梁轴10便沿游梁13方向移动，其轴心与一次轴5轴心的相对位置也就发生了变化，即偏移发生了变化，实现了升比可调。
设连杆1有效长度为R，滑块41的有效长度为r(详见图20)，当驴头14处于最低位置时，滑道38顶面的圆弧线，宜与，以一次轴5轴心为圆心，以R+r为半径的圆相重合，这样，调节升比对冲程的影响最小。
该实施例，具有通过滑块41带动横梁轴10轴心，沿游梁13方向，滑移并锁定的机构，使偏移得以调节，称为滑块滑移式结构，是游梁横梁轴轴心移动式结构中的一种，属升比可调结构中的偏角细调结构。
实施例12如图25、26、27、28、29所示。该实施例是在实施例11的基础上，将滑块滑移式结构用于具有副游梁结构抽油机的副游梁40上，与用于游梁13上相比，升比可调范围将会更宽。其具体结构与实施例10基本一致，故不再重述。
该实施例，具有通过滑块41带动横梁轴10轴心，沿游梁13方向，滑移并锁定的机构使偏移得以调节，亦属滑块滑移式结构，是副游梁横梁轴轴心移动式结构中的一种，属升比可调结构中的偏角细调结构。
此外，该实施例采用了滑移式结构来调节冲程：
曲柄4制成梯形截面，上方的倾斜面上有齿条17。滑块101制成中空框形截面，上框下面有齿条82，滑块101套在曲柄4上。上下带有齿条83、84的楔形压块50位于滑块101及曲柄4之间，并被拧在螺丝16上，螺丝1 6上有使螺母具有止退效果的不转垫圈49。
摇动可拆卸的摇把45，可带动安装在滑块101上的齿轮轴套44中的齿轮39转动，借助齿条17，驱使滑块101在曲柄4上滑动，位置确定后，通过螺丝16，使楔形压块50上的齿条83、84分别与滑块101上的齿条82及曲柄4上的齿条17咬紧，将滑块101锁定。通过上述过程，与滑块101铰接的连杆下铰点3便沿曲柄方向移动，使冲程得以连续调节。
该实施例，具有沿曲柄4方向，连续移动连杆下铰点3并锁定的机构，替代原来的铰点固定孔，与以往的分级调节不同，实现了冲程连续调节，构成冲程连续可调结构。
根据机械原理，可对上述方案进行一些调整和改动，形成多种类似方案。这些方案虽然能表现出一些机械上的差异，但均以沿曲柄4方向连续移动连杆下铰点3为特征。
调节升比时，往往会引起冲程一定的变化，有了冲程连续可调结构，便可将因调节升比而引起的冲程变化调回。但冲程连续可调结构的效果不止于此，由于冲程调节的灵活，从而产生了提高抽油系数，对井况适应能力强的性能，因此，它不仅适用于升比可调结构的抽油机，也适用于其它各种抽油机。
实施例13如图30所示。横梁轴10通过绕过动滑轮70、定滑轮71的链条72与游梁13尾部相联。定滑轮71的轴固定在支架69上。两个连体摆杆30，两个连体导杆28，两个摆柱27及螺丝16均对称分居在减速机9的两侧。摆杆30的下端通过铰点26与基础底座73铰接，上端与动滑轮70的轴铰接。导杆28一端与动滑轮70的轴联接，另一端通过摆柱27及螺丝16与支架11联接。
当导杆28在摆柱27中滑动的时候，摆杆30便沿游梁13方向摆动，通过动滑轮70、链条72，带动横梁轴10沿游梁13方向摆动，位置确定后，用螺丝16，将导杆28锁定。这样，横梁轴10轴心与一次轴5轴心的相对位置也就发生了变化，即偏移发生了变化，实现了升比可调。
该实施例，具有通过滑轮70带动横梁轴10轴心，沿游梁13方向，摆移并锁定的机构，使偏移得以调节，称为滑轮摆移式结构，是游梁横梁轴轴心移动式结构中的一种，属升比可调结构中的偏角细调结构。
实施例14如图39、40所示。支架座93与游梁13尾部固定成一体。横梁轴10通过绕过凸轮85的链条72与支架座93相联。为便于链条72在凸轮85轮缘上串动，在凸轮85与链条72相接触的周边上装有滚动轴套95。凸轮85通过凸轮轴87、轴承94、支架92安装在支架座93上。电动减速机91，通过支架92，安装在支架座93上，其转轴与凸轮轴87联结。
电动减速机91可驱动凸轮85转动，位置合适时停转，届时电磁制动器90动作，使带有齿条的制动瓦89咬合在制动齿轮88上，把凸轮85锁定。将凸轮85的轮廓线与凸轮逆时针旋转60°的轮廓线86相比较，可以看出，当凸轮85转动时，通过轮缘的滚动，凸轮链条离合点96便带动横梁轴10，沿游梁13方向移动，横梁轴10轴心与一次轴5轴心的相对位置也就发生了变化，即偏移发生了变化，从而实现升比可调。
该实施例，具有通过凸轮85轮缘带动横梁轴10轴心，沿游梁13方向，滚移并锁定的机构，使偏移得以调节，称为凸轮滚移式结构，是游梁横梁轴轴心移动式结构中的一种，属升比可调结构中的偏角细调结构。
上述吊杆摆移式结构、滑块滑移式结构、滑轮摆移式结构、凸轮滚移式结构虽然都是在特定的实施例中列举，但它们具有普遍的适用性，既可用于游梁上，又可用于副游梁上。
在调节升比时，有时需要对连杆1的长度作些必要的调整，为此，可将连杆1做成可伸缩的形式。
实施例9～14，必要时，均可加配电机换向机构。
实施例9～14的细调偏角结构与实施例8的双偏角结构的共同特征是，都具有能够改变上行时间与下行时间比例关系的机电可变机构，使升比可调。
实施例15～18反映了大轮结构的情况。四种抽油机的一次轴5均借助曲柄，带动原始负荷传动机构(从装卡在一次轴上的不带平衡块的曲柄起，直到抽油泵止的全部传动机构，其地面上驴头以前的部分可参见图2、14、1 5、16、17、19、20、25、30、39等)，由于其情况比较显然，为清晰，图31～38略去了这一部分，只反映了平衡负荷传动机构部分。
实施例15如图31、32所示。电动机6通过皮带轮7、皮带8，以及蜗杆59、蜗轮57，依次使四次齿轮56、二次齿轮55、一次齿轮52转动。四次齿轮56、二次齿轮55、一次齿轮52的齿数比为4∶2∶1(以下同)。各次齿轮52、55、56的轮辐上均有密布的螺孔21。各次贴附式平衡块51、53、66，通过螺丝16、螺孔21，分别被安装在相应次齿轮52、55、56轮辐相应位置上。
改变，一次贴附式平衡块51在一次齿轮52轮辐上沿直径方向的位置、二次贴附式平衡块53在二次齿轮52轮辐上沿直径方向的位置、四次贴附式平衡块66在四次齿轮56轮辐上沿直径方向的位置，便分别改变了一次、二次、四次“力臂”，从而分别实现了一次、二次、四次模差调节；改变，一次贴附式平衡块51在一次齿轮52轮辐上沿圆周方向的位置、二次贴附式平衡块53在二次齿轮55轮辐上沿圆周方向的位置、四次贴附式平衡块66在四次齿轮56轮辐上沿圆周方向的位置，便使其重心向“铰径”侧向移动，从而分别改变了一次、二次、四次“张角”，实现了一次、二次、四次相角差调节。
该实施例，将各次平衡块，直接安装在相应次轮轮辐的相应位置上，属平衡块贴附式结构，是双因素调节平衡结构形式之三。
从大轮结构的角度看，该传动机构由单排大轮齿轮直接传动，称为单排大轮齿轮直传式结构。
实施例16如图33、34所示。电动机6通过皮带轮7、皮带8依次使齿轮39、四次齿轮56、二次齿轮55、一次齿轮52转动。一次平衡杆15、二次平衡杆63、四次平衡杆64的一端分别与一次轴5、二次轴54、四次轴58联接，另一端分别与一次平衡块2、二次平衡块62、四次平衡块60联接。为使运行平稳，在四次轴58上设置了飞轮65。
改变，一次平衡块2在一次平衡杆15方向上的位置、二次平衡块62在二次平衡杆63方向上的位置、四次平衡块60在四次平衡杆64方向上的位置，便分别改变了一次、二次、四次“力臂”，从而分别实现了一次、二次、四次模差调节；改变，一次平衡杆15与曲柄4(铰径)间的夹角、二次平衡杆63与曲柄4间的夹角、四次平衡杆64与曲柄4间的夹角，则分别实现了一次、二次、四次相角差调节。
该实施例的三级平衡结构，均独立于原始负荷传动机构，设置了平衡杆，属平衡杆独立式结构，是双因素调节平衡结构形式之一。
从大轮结构的角度看，该传动机构由双排大轮齿轮直接传动，称为双排大轮齿轮直传式结构。
实施例17如图35、36所示。电动机6通过皮带轮7、皮带8、塔形皮带轮77，使四次链轮76转动，四次链轮76，通过链条72，使二次链轮75、一次链轮74转动。一次平衡杆15、二次平衡杆63、四次平衡杆64的一端分别与一次轴5、二次轴54、四次轴58联接，另一端分别与一次平衡块2、二次平衡块62、四次平衡块60联接。
该实施例的平衡机构，实现模差调节及相角差调节的过程与实施例16基本上相同，故不再重述。
这种结构，属平衡杆独立式结构，是双因素调节平衡结构形式之一。
从大轮结构的角度看，该传动机构由双排大轮链轮带动链条直接传动，称为双排大轮链条直传式结构。
显然，该实施例的双排链轮传动可以改成单排链轮传动，可见，大轮链条直传式结构也可分为单排大轮链条直传式结构、双排大轮链条直传式结构。
实施例18如图37、38所示。转速受电控柜61控制的电机6，通过接手42，使四次齿轮56转动，四次齿轮56通过同步齿形带78使二次齿轮55、一次齿轮52转动。各次齿轮52、55、56轮辐上均有密布的螺孔21。各次贴附式平衡块51、53、66，通过螺丝16、螺孔21，分别被安装在各次齿轮52、55、56轮辐相应位置上。为防止各贴附式平衡块在调节时脱落，在一次轴5与一次贴附式平衡块51之间、在二次轴54与二次贴附式平衡块53之间、在四次轴58与四次贴附式平衡块66之间分别设置了较细的一次平衡杆15、二次平衡杆63、四次平衡杆64。
该实施例的平衡机构，实现模差调节及相角差调节的过程与实施例15基本上相同，故不再重述。
这种结构，属平衡块贴附式结构，是双因素调节平衡结构形式之三。
从大轮结构的角度看，该传动机构由大轮齿轮带动同步齿形带直接传动，称为大轮同步齿形带直传式结构。
实施例15～18均是借用相应传动轮为各次轮，即各次轮与相应传动轮合二而一，这样作，使得结构简单、成本低，但贴附式平衡块却易受润滑油的污染，故可在传动轮以外，另设专门用来安装贴附式平衡块的各次轮，以使贴附式平衡块的外观明显，表面洁净。因其情况比较显然，便不再举例说明。
实施例15～18，均以三级平衡结构为例阐述，但也适用于非三级平衡结构。
实施例15～18，传动机构均通过四次轮带动其它次轮转动，但这仅是其中一种情况，也可以通过一次轮或二次轮带动其它次轮转动。
实施例15～18的一些机构，可以交叉组合，组成新的类似结构。
综合上述分析，实施例15～18有下述特点：(1)实施例15、18中，为安装贴附式平衡块，各次轮直径应大于相应次平衡块的回转直径；(2)一实施例16、17中，不安装贴附式平衡块，各次轮直径可适当缩小；(3)四个实施例均利用抽油机总减速机构的传动轴兼作各次轴，直接传动，带动各次平衡负荷，使结构简单；(4)因传动轮直径大，则其转动惯量大，导致运行平稳。
以上各实施例，集中反映了调节机构的主要特征，末特别强调调节的动力方式，实际上，既可采取手动调节，又可采取电动调节。在各实施例中，只有实施例14列举了电动调节，但在其它实施例中，如，实施例9中一次轴5轴心相关机构的移动、实施例10中摆杆30的摆移及锁定、实施例11中滑块41的滑移及锁定、实施例12中滑块41、101的滑移及锁定、实施例13中动滑轮70的摆移及锁定、实施例15、18中各种贴附式平衡块的移动及锁定等均可采取电动调节。
00211156.x号实用新型给出了多种多级平衡结构，本实用新型也给出了多种双因素调节平衡结构及其它结构，两个实用新型的主要内容基于同一理论根据——谐波吸收原理，其构思属于同一思想体系。可以说，本实用新型的一些精神是00211156.x号实用新型的在新型抽油机中的具体体现和延伸，在实际运用中，新型抽油机可以单独采用两个实用新型中任意一种结构，也可以组合采用其中某两种以上的多种结构。