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Ctgβ-ctgα=M/L
满足其关系的内、外转角相交点在图1中斜线EG上，EG称为转角理论特性曲线。符合此关系时，内、外车轮在转向过程中以同心圆纯滚动转向，无滑移现象，减少了轮胎磨损。
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为使左、右转向均满足上述要求，转向机构一般设计为对称结构，即转向梯形。但机构设计时仍难以做到完全满足要求，只能尽可能地减小与理论转角的误差，所以转角误差分析是转向机构设计中不可或缺的工作。转角误差分析一般采用外(或内)转角给定值时，检查对应的内(或外)转角与理论转角的误差值，以绝对误差不超过5°或相对误差不超过转角值的5%为理想值。为了保证设计合理、正确，要使整个转角范围的误差值符合要求。
常用转角误差分析方法有计算法和作图法。对于横置油缸组成的多边形转向机构，用计算法计算实际转角的公式推导比较复杂，而作图法根据两侧转向轮虽然转角不同但横置油缸两端铰点的横向位移相同这一原理，将外(或内)转角作若干等分，作图确定各等分角的油缸行程，将行程在另一端平移后，按照平面连杆机构的运动，画出对应位移时的内(或外)转角，然后与理论转角比较，确定其转角误差值。CAD作图为进行转角误差分析提供了准确和便捷的工具，本文介绍采用CAXA软件进行转角分析的作图方法。具体步骤如下：
(1)画出转向梯形的几何模型和前、后轴线及内外转角的理论特性曲线。如图2，多边形OAB-CDO1，为某叉车的横置油缸转向机构，沿叉车纵轴线对称，其中O、O1是左、右转向轮回转中心，AB、CD为连杆，BC为横置油缸的连接孔间距，圆O、圆O1是转向节臂连接孔的轨迹圆，EF为前轴中心线，EG为转角理论特性曲线。
(2)以横置油缸单边行程S(图2中S=58mm)在BC上以B为起始点截取点，以截取点为圆心、以AB长为半径(图2中尺=110mm)在圆O上取得交点，该点和圆心O的连线与OA形成夹角(图2中56.1°角)，该角即为最大外转角。利用CAXA的“直线――角度分线”命令将该角等分若干份，本文中采用10等分，而实际应用中应尽可能细分，并使等分线与圆O形成交点。
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(3)选择上步所作的角度分线及边界线，运用“旋转――起始终止点――拷贝”命令将该组线以O为基点、以A点为起始点、以圆O与OO1交点为终止点逆时针旋转复制，然后用“齐边”方法使该组线均与EG线形成交点。从点A开始以角等分线、边界线在圆O的交点为起点，以AB长为半径依次画弧，使各圆弧与BC形成交点。
(4)由于B、C点转向过程中在油缸轴线上的位移始终相同，所以将上述各圆弧用“平移――拷贝”沿BC方向移动BC长度后复制，并与BC延长线形成交点。从C点，F始，以C点和各交点为圆心，以CD为半径依次作弧，使各圆弧与圆O1均有交点，连接各交点与圆心O1形成一组扇形直线，这就是实际内转角线，两边界扇形直线之间的夹角(即图2中的79.3°角)为最大内转角。
(5)将上述实际内转角线组以OO1，直线为对称轴镜像复制。如图3中将D点镜像到H点，运用“旋转――起始终止点――旋转”命令将该组线以O1为基点、以H点为起始点、以圆O1与OO1交点K为终止点逆时针旋转(图3中为了显示过程采用了旋转复制)，运用“齐边”命令使直线与EG线、外转角等分线形成交点。
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(6)用样条曲线依次连接内外转角线的交点，形成图2中EG附近的曲线，这就是实际转角特性曲线。连接O1与外转角等分线和EG线形成的交点，为便于区别，可将该组连线设置为颜色、线形不同的图层线(图2中的虚线)，这些连线是理论内转角线。
(7)与每一外转角等分线相对应的实际内转角线和理论内转角线之间的夹角即为转角误差，用尺寸标注出较大的几个夹角值，从图中可看出最大转角误差的数值和其对应的内、外转角值，据此判断转向机构是否满足设计要求。本文中最大转角误差值为1.97°，出现在外转角39.27°、内转角50.65°时，满足转角绝对误差小于5°的设计要求。
需要说明的是，作图法所得出的转角最大误差值，是所选等分角中的最大值，对于整个转角范围来说仍属于近似值，而在等分角足够小(2°～5°)的情况下，所取得的最大误差值足以满足设计分析的需要，而且作图法能直观地看出最人转角误差出现的范围和其在整个转角范围内的变化趋势。
在叉车设计时，为了便于生产组织，常常将一种转向桥应用于规格接近、轴距不同的几种产品上，这时可将图2中前轴线EF和理论转角特性曲线EG删除重新画出，并使外转角等分线与EG相交后画出新的理论内转角线，仅重复上述第(7)步，就可轻而易举地得出该转向机构在不同轴距下的转角误差。如本文中转向桥用于轴距1350mm的叉车时，经作图得出其最大转角绝对误差值为3.21°，出现在外转角44.9°、内转角59.9°时，所以该方法在实际应用中尤其在系列化设计中极为方便。
