本发明涉及一种用于石油矿场的杆件抽油机。 现有的杆件抽油机，特别是游梁抽油机，在整个工作循环内载荷是正负波动的，如果不附加任何平衡装置，对静载荷来说，上冲程时，驴头悬点需提起抽油杆和油柱，发动机要付出很大的能量，即发动机作正功;下冲程时，抽油杆因自重下落，不但无需发动机付出能量，反而对发动机作功，即发动机作负功。可见，随着驴头悬点上、下冲程的交替，载荷作正负波动，要求发动机功率也作正负波动，而实际载荷都是动载荷。悬点速度、加速度都要变化，将更加剧载荷和功率的这种正负波动。这样，所配备的发动机的能力既不能充分地发挥，同时也浪费了大量的能源;而且严重地影响了四连杆机构、减速器和发动机的效率和寿命;也恶化了抽油杆的工作条件，使抽油杆断裂次数显著增加。所以必须合理解决抽油机的平衡问题，尽可能消除负扭矩和负功。常规型游梁抽油机、异相曲柄平衡抽油机，前置式抽油机和气功平衡抽油机等采取了种种平衡措施，也取得了一定效果，但始终没有达到消除负扭矩和负功这一目的。
本发明的任务就是创造一种新型的杆件抽油机，采取独特的平衡措施，从而达到完全消除负扭矩;消除发动机的负功，大大节约能源消耗;使减速器输出扭矩变化缓和，延长其使用寿命并减小其结构尺寸，使悬点速度、加速度变化减小，抽油杆寿命延长;并使整个抽油机尺寸及重量大大缩小。
常规型游梁抽油机的结构主要包括：一台发动机;一台减速器;一套供发动机驱动减速器的带传动装置;一套由曲柄、连杆、游梁和支架组成的四连杆机构，其中曲柄装在和支架底座固结的减速器输出轴上，作旋转运动。游梁靠游梁支承与支架顶端绞接在一起，绕支承地枢轴在铅垂面内摆动，连杆一端与曲柄活动绞接，另一端与游梁在偏离摆动中心的位置上可转动地绞接;一套游梁-驴头装置以及悬绳装置;一套一级平衡装置，可以采取曲柄平衡、游梁平衡或二者兼备的混合平衡。这些平衡装置所产生的平衡力矩的主要部分均为曲柄转角φ的周期为2π的简谐函数（参看图15中曲线1，图15为常规型抽油机实际扭矩曲线图），我们称其为一级平衡。从图15中可以看出，油井负荷扭矩曲线0，由一条近似正弦曲线的正半幅（A·Sinφ）和另一条近似正弦曲线的负半幅（B·Sinφ）组成。A＞B且数值相差较大。而一级平衡的扭矩曲线为一条“-C·Sinφ”曲线，两条曲线的合成即是齿轮净扭矩曲线2，它可视作一条扭曲了的极为近似的2φ的正弦函数曲线（D·Sin2φ曲线），虽然纵坐标变化幅度大大减小，即齿轮净扭矩变化量减小，但负扭矩区相当大。
美国CMI公司研制的异相曲柄平衡抽油机是目前比较先进的抽油机。它改变了连杆与游梁之间的夹角，在整个上冲程过程中其夹角始终近似保持90°，使上冲程范围扩大到192°，下冲程范围为168°，因此减少了提升悬点负荷的最大扭矩，并使齿轮净扭矩变化趋于均匀，但仍未消除负扭矩（参看图16.2为常规型抽油机扭矩曲线，2′为异相曲柄平衡抽油机扭矩曲线）。
美国Lufkin公司生产的Mark Ⅱ型前置式抽油机，是目前节能效果最好的抽油机，它的游梁与驴头均置于支架的前部，使上冲程曲柄转角为195°，下冲程为165°，齿轮净扭矩曲线变化幅度进一步减小，大大减少了负扭矩，但仍不可能完全消除（参看图17，图中2为用API扭矩因子绘制的前置式抽油机的齿轮净扭矩曲线，0为油井负荷扭矩曲线，1为曲柄平衡扭矩曲线）。
气动平衡前置式抽油机的齿轮净扭矩曲线可参看图18之曲线2，也没有完全消除负扭矩。
上述各种抽油机，除不能完全消除负扭矩外，还存在如下问题：
（1）适应性差。任何只有一级平衡装置的抽油机，都有它的最佳设计平衡状态。这种最佳设计平衡状态是按某一特定冲程和悬点负荷优选机构相对尺寸而获得的，因为机构相对尺寸不可能适应冲程大小作最佳状态的变化，当调变冲程和悬点负荷时，抽油机也就随之失去它的最佳设计平衡状态。这种适应性差的情况，异相曲柄平衡抽油机比前置式抽油机更为严重。
（2）可调性差。目前采用的曲柄平衡和游梁平衡，平衡质量都要紧固在曲柄和游梁上，调节不方便，这就使得抽油机较难调整到最佳平衡状态。
（3）机器尺寸大、笨重。抽油机为了达到最佳设计平衡状态，必须优选机构相对尺寸，致使游梁摆角受到限制，往往为了获得较大的冲程，只能采用小摆角、长游梁，机器尺寸、重量、价格就随之增大。这种情况前置式抽油机尤为突出。
目前我国油田对异相曲柄平衡抽油机特别是前置式抽油机缺乏应有的兴趣。上述存在的问题是一个重要的原因。
先进的前置式抽油机和异相曲柄平衡抽油机之所以不能完全消除负功并存在上述问题。根本原因在于只有一级平衡装置。如果在一级平衡的基础上再附加二级平衡装置，这些问题均可以得到解决。
前面说过，附加一级平衡后的抽油机齿轮净扭矩曲线M1是一条极为近似的“D·Sin2φ”曲线。不难设想，如果再附加一级平衡，它产生的平衡扭矩是一条“-E·Sin2φ”曲线，最终平衡结果肯定会好得多。为此，定义：如果某一平衡装置的平衡扭矩的主要部分M2是2φ的简谐函数
M2＝M2OCos（2φ+δ2）＝M2CO·Cos2φ-M2SO·Sin2φ这种平衡称为二级平衡。
下面给出证明。假定悬点作简谐运动，不计抽油杆的弹性变形，并略去游梁连杆等构件动能变化的影响，这样，光杆负荷转化到曲柄1上的扭矩（扭矩因子×光杆负荷）可写为：
MO＝A·Sinφ+α·Sin2φ （φ＝0～π，上冲程）
MO＝B·Sinφ+b·Sin2φ （φ＝π～2π，下冲程）
A、a近似与（Qu+Qg）成正比，B、b近似与Qg成正比。Qu为提升一筒油的重量。Qg为抽油杆的重量。a、b是惯性力导致的附加动扭矩，它们又与悬点加速度成正比。因Qg＜Qu+Qg，必有A＞B;因悬点加速度与重力加速度g的比值较小，又有a＜＜A，b＜＜B、
（1）现有的异相曲柄一级平衡：这时仅附加平衡扭矩“-M1SO·Sinφ+M1CO·Cosφ”，如令M1SO＝ (A+B)/2 ，齿轮净扭矩为
M1＝+ (A-B)/2 Sinφ+a·Sin2φ+M1CO·Cosφ（上冲程）
M1＝- (A-B)/2 Sinφ+b·Sin2φ+M1CO·Cosφ（下冲程）
因A-B＞0，M1在大部区段为正值。又因a＞0，b＞0，在上、下冲程临近结束时可能出现负值。而且井愈深，悬点加速度越大，都将导致尖峰扭矩及负扭矩区增大。为缓和M1的变化并减小负扭矩区，必须根据冲程和悬点负荷优选机构尺寸，相对减小提升加速度，相对增大上冲程的曲柄转角，并附加M1CO·Cosφ平衡扭矩，这就是异相曲柄平衡和前置式抽油机。可见，这二种抽油机的平衡、节能效果，与冲程、负荷和机构相对尺寸是密切相关的。
（2）本发明的两级平衡：既有一级平衡，又有二级平衡，抽油机齿轮净扭矩为
M＝A·Sinφ+a·Sin2φ-M1SO·Sinφ+M1CO·Cosφ-M2CO·Sin2φ+M2CO·Cos2φ（上冲程）
M＝B·Sinφ+b·Sin2φ-M1SO·Sinφ+M1CO·Cosφ-M2SO·Sin2φ+M2CO·Cos2φ（下冲程）
按均方根最小原则求出M1SO＝ (A+B)/2 ·M2SO＝ (a+b)/2 ，得M＝± (A-B)/2 ·Sinφ± (a-b)/2 ·Sin2φ+M1CO·Cosφ+M2CO·Cos2φ
“+”号，上冲程
“-”号，下冲程
这无疑是φ的偶函数，上、下冲程的M-φ曲线呈轴对称，故仅需对其中一条扭矩曲线进行考察，设M1CO＝0，考察上冲程时的M值。当φ＝45°、135°时，M与M2CO无关而为常数，不妨就令此处的M为极大值，这时有：
(dM)/(dφ) ＝0。得M2co＝（A-B）＝0.1768（A-B）这时Mφ＝45°＝（A-B）+ 1/2 （a-b）＝0.3536（A-B）+0.5（a-b）
Mφ＝135°＝（A-B）- 1/2 （a-b）＝0.3536（A-B）-0.5（a-b）当φ＝90°时，曲线为另一极值，这时当φ＝0°、180°时，M曲线均为尖点（证明从略），其值为
Mφ＝0°、180°＝（A-B）＝0.1768（A-B）
这条扭矩曲线在其端点和全部极值处的扭矩均为正值，最大扭矩与最小扭矩之比近似等于2，确证经两级平衡后抽油机完全取消了负扭矩，而且扭矩曲线比较平坦。
图19为一计算例。A＝9000kgf-m，B＝6000kgf-m，a＝1800kgf-m，b＝1200kgf-m，这时光杆负荷产生的扭矩曲线为
M0＝9000Sinφ+1800Sin2φ（φ＝0～π，上冲程）
M0＝6000Sinφ+1200Sin2φ（φ＝π～2π，下冲程）
绘如图19中之曲线0，附加一级平衡M1＝-7500Sinφ，得齿轮净扭矩
M1＝1500Sinφ+1800Sin2φ（上冲程）
M1＝-1500Sinφ+1200Sin2φ（下冲程）
绘出如图19之曲线1，再附加二级平衡M2＝-1500Sinφ+700Cos2φ。
齿轮净扭矩为
M＝±1500Sinφ±300Sin2φ+700Cos2φ（“+”、“-”号分别用于上、下冲程），绘出如图19之曲线2。
以上论证和计算例说明，在一级平衡基础上再附加二级平衡装置后的齿轮净扭矩曲线十分平坦，不但没有负扭矩，扭矩最小值Mmin还相当大。加之M2SO、M2CO可以调节，还有M1CO·Cosφ一级平衡扭矩可资辅助，故虽因抽油杆弹性变形以及调节冲程后机构相对尺寸变化等种种影响，实际扭矩曲线会有变形，但不会再有负值扭矩出现。因此本发明两级平衡抽油机，即在一级平衡基础上再附加二级平衡装置的新型杆件抽油机，可以实现完全消除负扭矩和发动机负功，大大节约能源消耗;可使减速箱齿轮扭矩变化平缓，延长其使用寿命并减小其结构尺寸;设计时可将着重点放在降低悬点提升加速度，使抽油杆寿命延长，并使整个抽油机尺寸及重量大大缩小。
本发明提供了一些易于实现的二级平衡装置，并通过下述诸多实施例和附图作进一步的说明。
图1为实施例一的结构示意图。
图2为实施例二的结构示意图。
图3为实施例三的结构示意图。
图4为实施例四的结构示意图。
图5为实施例五的结构示意图。
图6为实施例六的结构示意图。
图7为实施例七的结构示意图。
图8为实施例八的结构示意图。
图9为实施例九的结构示意图。
图10为实施例十的结构示意图。
图11为实施例十一的结构示意图。
图12为实施例十二的结构示意图。
图13为实施例十三的结构示意图。
图14为实施例十四的结构示意图。
图15为常规型游梁抽油机的齿轮净扭矩曲线图。
图16为异相曲柄型抽油机的齿轮净扭矩曲线图。
图17为前置式抽油机的齿轮净扭矩曲线图。
图18为气动平衡抽油机的齿轮净扭矩曲线图。
图19为一级曲柄平衡和本发明两级平衡杆件抽油机的理论扭矩曲线比较图。
图20为常规型、前置式、本发明三种抽油机K曲线比较图。
图21为常规型、前置式、本发明三种抽油机光杆加速度比较图。
参看图1，其主要结构与现有游梁抽油机相同，即由一台电动机或柴油机通过三角皮带（图中未画出）驱动皮带轮7旋转，皮带轮7装在齿轮减速器6的输入轴外伸端，经过二级齿轮减速后，驱动分别装在输出轴9两端的两个曲柄1旋转，曲柄1再带动连杆2、游梁3及装在游梁前端的驴头5运动，游梁3通过游梁支承12活动绞接在支架4上，电动机、减速器亦固定在支架4的底座上。正对着驴头工作面看，整个抽油机左右是对称的结构。另外，在两个曲柄1上分别固定一个平衡重1·1它起一级平衡的作用。
在本实施中，实现二级平衡的方案之一是：2ω轴旋转平衡装置让齿轮减速器6的中间轴8上的齿轮齿数，为输出轴9的齿轮齿数之一半，则中间轴8的转速为输出轴9转数ω之二倍，称为2ω轴。然后在中间轴8的两侧外伸端分别固接一个平衡重13，其质量为Q2质心至2ω轴中心的距离为o2，则它所产生的平衡力矩M2可表达为下述关系式：M2＝2Q2ρ2COS（2φ+δ2）。在设计某一种参数的抽油机时，优化选择Q2、ρ2和初相角δ2值，就可达到完全消除负功的目的。
当然，具体设计中，在减速器中另增一根2ω轴，使其转速为输出轴9转速ω之二倍，然后将平衡重13装于其上也是可以的。这只是上述方案的变种。采取这个变种方案，减速器要多一根轴，但输出轴齿轮扭矩可以得到更好的平衡。
实现二级平衡的方案之二是：游梁平衡质量下移装置。将原来套装在游梁上的游梁平衡重10的质心向下偏离一段距离，使其质心与游梁支承12中心的连线、和游梁支承12中心与横梁11中心（连杆2与游梁3绞接中心）连线之间，形成一个夹角△4，如果游梁平衡重10的质量为Q3，其质心的回转半径为ρ3，则可证明（从略），它所产生的平衡扭矩M3近似地符合关系式M3≈-K2Q3ρ3Sinφ-K2Q3ρ3Sin2φ，式中：φ＝从光杆下止点位置起算的曲柄转角，K1、K2-与Δ、ω等有关的常数。无疑，M3近似表达式中的第一部分为一级平衡，它与1.1-同构成混合一级平衡;第二部分则为二级平衡。在具体应用中，游梁平衡质量下移的方案很多，本实施例采用如下方法：游梁3的尾端垂直（或稍向外侧倾斜）伸出一根粗杆10.1，砝码式平衡块10就套在杆10.1上，10.1下端制成螺杆，旋在此螺杆上的螺母10.2用来支承平衡块10并调节其质心的上、下位置。
实现二级平衡的方案之三是：将方案一、二的平衡装置同时采用，这样将会起到更好的平衡效果。
参看图2。本实施例与实施例一的不同之处在于：二级平衡装置是2ω轴摆锤装置。在2ω轴上联结一套曲柄14-连杆15-摇杆16机构。并且在摇杆16上垂直向下伸出一根杆16.2，其上套装一组可调质量的Q4的砝码式平衡重16.1，装在16.2上的螺母16.3用来支承16.1并调节其高低位置。杆16.2也可以向上伸出，这时平衡重16.1座靠在摇杆16的上侧面上。摇杆16可绕摇杆支承17的枢轴摆动，而摇杆支承17装配在支架4上。可以证明（从略）平衡重16.1的平衡力矩M4近似为M4≈K4COS（2φ+δ4），K4和δ4为可调变常数。
另外，在本实施例中，为了减小游梁的重量及其结构尺寸，方便驴头在必要时让开井位，将原来的游梁-驴头装配方式做了改进，即采用驴头桁架结构来代替常规结构，具体结构是：用二套正反扣双螺杆-螺母伸缩机构5.1和5.3以及一个撑杆5.2，它们的两端分别与游梁，驴头绞接，形成一个桁架，来代替原来的驴头侧翻或上翻的驴头和游梁的联结结构。其中5.1和5.3的总长可以调节，调节妥后，可用螺母固定其位置。这种驴头桁架结构叫做单驴头有梁桁架结构，它不但制造、调整方便，且有大大降低游梁弯曲应力的优点。
参看图3。本实施例与实施例一的区别在于取消2ω轴旋转平衡装置。而采取了另外一种实现二级平衡的技术方案-异步摆锤装置。即：在曲柄1的曲柄销1.2上还绞接着连杆2′。连杆2′带动悬挂在游梁支承12枢轴上的摆锤18相对驴头5作异步摆动，摆锤18由摆杆18.1和套在其上的摆块18.3和砝码式质量18.4组成。摆杆18.1下端的螺母18.2用来支托18.3和18.4并调变其质心的摆动半径，摆锤18的质量为Q5，其质心到摆动中心的距离为ρ5，Q5、ρ5的大小均可调变，又由于摆块18.3上开有多个销孔用来和连杆2′绞接，故摆锤18相对驴头5异步摆动的异步角亦可调节。可以证明，摆锤18所产生的平衡力矩也近似地为曲柄转角2φ的简谐函数，周期为π，因此起二级平衡的作用。恰当地调节各个可变参数，亦可以消除负扭矩。
连杆2′的一端可不装在曲柄销1.2上，而改为与连杆2上的销孔2.1绞接，这样摆锤18所产生的二级平衡效果将会更好。实际上，曲柄销1.2必须穿过连杆2，故它也是连杆2的销孔，是连杆2上作圆转运动的销孔。
另外，游梁-驴头装置可采用常规结构，也可如图所示采用驴头桁架结构（单驴头有梁桁架结构）。
参看图4，本实施例与实施例三的区别有三个：
（1）将游梁3的后半段取消，一级平衡完全由异相曲柄平衡块1.1实现;
（2）在游梁3的槽中有一套丝杠-滑块结构，当旋转丝杠21时、滑块19可沿滑块20向前或向后移动，同时，连杆2之上端与滑块19活动地球绞在一起;
（3）增设一种二级平衡装置-驴头摆动中心上置砝码装置。即在游梁上方有一根杆22.1和游梁固结，杆22.1的中心线通过驴头摆动中心且和游梁垂直，杆22.1上装有一套可调质量大小的砝码式平衡重22。
这样就可实现冲程长度的无级调节，并使游梁尺寸大大缩短，并同样可完全消除负扭矩。
参看图5。本实施例与实施例四的区别在于：
（1）取消了驴头摆动中心上置砝码装置，仅由异步摆锤装置18实现二级平衡;
（2）采用一种最简单的驴头桁架结构：取消游梁3，将驴头5通过正反扣双螺杆-螺母伸缩机构5.1和5.2直接活动绞接在支架顶部支承12′的枢轴上，形成一个绕支承12′枢轴中心摆动的三角形结构驴头桁架，叫做单驴头无梁桁架结构;
（3）连杆2的上端活动球绞在驴头5上。
这样，本实施例抽油机尺寸更小，重量更轻。
参看图6。本实施例与实施例五的区别只有一点：
取消实施例五中异步摆锤18与连杆2′。采用驴头摆动中心下悬砝码装置来实现二级平衡。下悬砝码可用各种方法固定在驴头下部，本实施例采用的方法是通过吊杆5.4和正反扣双螺杆-螺母伸缩机构5.5将下悬砝码固定;5.4的一端和支架顶部支承12的枢轴绞接，5.5的一端和驴头5绞接;5.4和5.5的另一端相互绞接，∩形砝码23就悬挂在这个绞接处的心轴5.6上，砝码的质量可以调节，改变5.5的长度则可调变砝码23和驴头5的相对位置。
参看图7。本实施例与实施例四比较。其区别在于：
（1）取消驴头摆动中心上置砝码装置。二级平衡全由异步摆锤装置18实现。
（2）配置5和5′二个驴头，驴头5用来悬挂光杆，与驴头5对称的另一个驴头5′用来悬挂砝码式平衡质量24，其质量大小可以由增减砝码的多少来调整，用以实现一级平衡。同时取消曲柄平衡质量1.1。
（3）采用的驴头桁架结构是双驴头无梁桁架结构。即：取消游梁3，用正反扣双螺杆-螺母伸缩机构5.1、5.2;5.1′、5.2′与驴头5、5′分别绞接，5.1、5.2、5.1′、5.2′的另一端还一起绞接在支架顶部支承12′的枢轴上，构成二个三角形驴头桁架，再用伸缩机构5.3将它们连成一体，而形成完整的双驴头无梁桁架结构。
（4）调变冲程的丝杆-滑块机构（19、20、21）设置在驴头5上。
本实施例抽油机的整体尺寸较小，调节平衡装置更为方便，还可使冲程长度更大。
参看图8。本实施例与实施例五的区别在于：
（1）采用的驴头桁架结构是一种单驴头桁架梁结构。即：增加杆件3.1、3.2、3.4和正反扣双螺杆：一螺母伸缩机构3.3，并与原有的正反扣双螺杆-螺母伸缩机构5.2一起构成一个四边形桁架式游梁，其中3.2、5.2和3.3的一端绞接于支架顶部支承12′之中心O点。3.1、3.2、3.4之一端绞接于F点，3.4和5.2之一端绞接于驴头5上的G点，3.3、3.1之一端绞接于E点，E点位于BO连线之下方（B为连杆2与驴头5的活动球绞中心），从而构成单驴头桁架梁结构。
（2）在桁架梁尾端即绞接点E处有一组砝码式平衡质量10，其质量大小可调，质心E的位置也可用正反扣双螺杆-螺母伸缩机构3.3调变。因为质心E位于BO线之下方，此平衡质量兼有一级平衡和二级平衡作用，而且平衡效果易于调节。
（3）因为平衡质量10有易于调节的一级平衡作用，曲柄平衡1.1可大大减小并与曲柄1制成一体。
本实施例是一种平衡效果较好，重量和成本均较小的抽油机。
参看图9。本实施例与实施例八之区别在于用3.1、3.3和5.2所构成的三角形桁架式游梁代替了上述的四边形桁架式游梁。这是单驴头桁架梁结构的另一种方案。
参看图10。本实施例与实施例七的区别是：
（1）取消了悬挂在游梁支承12′上的摆锤18及连杆2′，而采用另一种二级平衡装置-驴头背面砝码装置，即：将平衡砝码25直接固装在驴头5的非工作面-背面M上，具体结构是：砝码25套在联结驴头5和5′的杆5.3上并紧靠驴头5的背面M。砝码25的质量大小可以调节。
（2）将支架4的高度降低，减速器从支架4的下面移至旁侧，并把连杆2加长，与连杆2球绞的滑块支座26紧固在驴头5的背面M上，26与砝码25一同起二级平衡作用。
（3）曲柄平衡质量1.1和曲柄制成一体，它与悬挂在驴头5′上的砝码24共同构成一级平衡。
（4）有两种调变悬点冲程的方案：（a）与连杆2活动球绞的滑块支座26沿驴头5的背面M滑动;（b）更换曲柄销孔的传统方式。
这样，抽油机不但完全取消负扭矩，并且较矮而冲程更长。
参看图11。本实施例和实施例10区别在于：取消了附加驴头5′及其悬重24，一级平衡由异相曲柄平衡1.1单独实现。因此：
（1）采用最简单的驴头桁架结构，即实施例五中的单驴头无梁桁架结构;
（2）1.1质量及其质心的旋转半径加大，减速器支座要加高;
（3）因为1.1的质心旋转半径需要调节，1.1与曲柄不能再制成一体;
（4）为实现异相曲柄平衡，曲柄1要制成V形。
参看图12，本实施例与实施例十一的主要区别在于：
（1）驴头5及其悬绳装置在支架4和减速箱6之间;
（2）与连杆2活动球绞的滑动支座26要和二级平衡装置-驴头背面砝码装置25分开，分置与驴头与背面M的上部或下部。
参看图13。本实施例与实施例十的区别在于：
（1）驴头5及其悬绳装置，同附加驴头5′及悬重24，二者换了一个位置，即驴头5及其悬绳装置位于支架4和减速器6（图中没有画出）之间，附加驴头5′及悬重24则位于支架4的外侧（右侧）;
（2）与连杆2活动球绞的滑动支座26，要和二级平衡装置-驴头背面砝码装置25分开，分置在驴头5背面M的上部和下部;
（3）曲柄1采用偏重轮式结构;
（4）减速器6为一个二级皮带轮减速装置。
本实施例是一种结构最简单的两级平衡杆件抽油机，容易制造，本机重量也小，因此有成本低廉的优点，这种抽油机还皮带传动的优点，但也存在着皮带传动的严重缺点，只宜用于悬点负荷较小的场合。
参看图14。本实施例与实施例一的区别在于：
（1）正对着驴头的工作面看整个抽油机，支架4和驴头5位于减速器6之一侧;
（2）曲柄1及其平衡重1.1只有一个且位于减速器6与支架4之间。装在2ω轴上的二级平衡重13也只有一个，位于减速器6的另一侧。
本实施例是一种单曲柄传动的两级平衡杆件抽油机，有其独特的优点，更适用于中、小负荷的场合。
本发明具有如下的优点和积极效果：
1、消除了抽油机的负功，从而节能效果显著。图20是泵排量相近的三种游梁抽油机的K曲线图。图中曲线1是常规型游梁抽油机（按兰州石油化工机器厂生产的cyJ12-3.3-70B抽油机参数、并按异相曲柄平衡优化计算制图）的K曲线;2是前置式游梁抽油机（按兰州石油化工机器厂生产的QCyJ12-3.6-56B抽油机参数、按异相曲柄平衡优化计算制图）的K曲线;3是本发明两级平衡杆件抽油机的K曲线。K为抽油机的瞬时功率系数。K＝N/NCP。式中N为抽油机原动机的瞬时输出功率，NCP为平均功率，其值等于抽油机每一循环中提升一筒油所做的功除以每一循环所用的时间。
图中所示曲线都是在每种抽油机处于最佳平衡状态下计算绘制的。从图中可以看出：仅消除负功这一因素，两级平衡杆件抽油机比常规型游梁抽油机节能40%，比前置式游梁抽油机节能7%;
2、抽油机悬点即光杆加速度变化幅度减小，从而提高了抽油杆的使用寿命。图21是上述三种抽油机的光杆加速度曲线比较图。其中曲线1为常规型，曲线2为前置式，曲线3为本发明抽油机光杆加速度曲线。从图中可以看出，本发明抽油机最大提升加速度为1.82m·S-2。而前置式为1.90m·S-2，常规型为3.84m·S-2。
3、抽油机的减速器齿轮扭矩值大大降低。从图20可以推算出，两级平衡杆件抽油机的扭矩峰值比常规型降低61%，比前置式降低13%。
4、平衡装置便于调节，可保证抽油机在最佳平衡状态下工作，而且不受冲程大小和井深变化的影响;
5、总重、总体尺寸和发动机功率大大减小。
三种抽油机的比较详见附表（表中还附有美国TM640-256-144和M-640D-256-144两种抽油机的有关数据，以资比较。这二种抽油机与表列抽油机工作能力相近）。
注：（1）兰石厂CyJ游梁抽油机的齿轮扭矩曲线（K曲线），是按异相曲柄平衡计算的。
（2）TM异相曲柄平衡抽油机TM640-256-144和MARKⅡ前置式抽油机M-640D-256-144，悬点最大负荷均为11520kgf，最大冲程均为3.66m，减速机额定扭矩均为7315kgf-m。