在一些文献和专利中已经描述了各种企图基于电子装置实现上述 目标的装置，它们不采用任何在驾驶员的控制装置之间的直接机械连 接，不管该控制装置是转向盘还是操纵杆或类似物。
然而，这种装置的绝对可靠性令人关注并为此已经提出，应用一 个或甚至两个附加的电子装置以提供装置的冗余度，从而减少较大故 障发生的可能性。作为选择，已经建议，在驾驶员的控制装置和车轮 之间还设置一机械连接件，其将在电子装置的一较大故障情况下承接 工作。
但是，在具有一机械式备用装量情况下产生的问题是合理地模仿 该电子装置的性能，使得如果从电子操作到机械操作的转换发生在高 速或角落中的情况下，该驾驶员具有最佳的保持车辆控制的机会。
还必须考虑的是关于该车轮的转角相对转向盘的适当传动比模 式。只有一定的机械连接装置适合于完成这种功能。其中的一个是公 知的间歇传动(Geneva)销-槽装置，下面将描述其应用。还描述了 采用一凸轮机构的选择结构方案。
在机械和电子装置两者中都需要在转向盘轮缘上提供正确的力水 平(即“感觉”)的实际装置。
目前，可被接受的是，在所有的车辆但除了最小的车以外的转向 系统中设置了助力器，而且电子助力器将在许多情况下代替液压助力 器。
在名为Fuji Heavy Industries Limited的公司的日本专利公开 文本No.60131366A中公开了一个可变传动比转向器，其中在驾驶员 的控制装置和车轮之间的传动比首先按照车速变化，其次按照相对车 轮的中心的转角来改变。然而，在这一参考文献中描述的转向器仅适 于手动转向器，其中该转向器传动比是通过利用一连接装置在齿条的 中央区域上减小的，该连接装置导致该齿轮和壳体同时地运动。所用 的连接装置导致了当车速增加时该转向器传动比在该齿条的中央区域 上进一步减小的结果。这样的装置不适合应用在助力的转向器上并且 是一不希望的配置方案，其中使输出在中心附近增大的信号是由修正 的输出而不是由该输入导出的。
下面的描述涉及适宜的机械结构，其适用于液压和电子动力转 向，它们按照本发明大致基于相同的结构。
还规定在这些机构中提供可由电子装置导出的辅助转向输入，但 是按照优选的实施例，这类输入将在这一程度上受到很大限制，即， 虽然它们有故障了，但是对驾驶员的控制的影响作用将是最小的。

在第一方面中，本发明在于一种用于车辆的齿条齿轮转向器，其 中该转向角传动比随着至少由驾驶员提供的转向盘角度输入和车速两 者而变化，所述转向器包括可相对一转向器壳体侧向移动的齿条，其 特征在于：所述转向器还包括：可在所述壳体中基本上沿着所述齿条 的移行方向侧向移动同时与所述齿条啮合的齿轮，以及所述转向角传 动比在所述齿条的行程的中央区域中与其每一侧的区域相比时是增大 的，以及当车辆速度增加时所述转向角传动比在所述中央区域中进一 步增大。
作为优选，所述齿轮以轴颈支承为可在一齿轮壳体中转动，该齿 轮壳体可在所述转向器壳体中基本上沿着所述齿条的移行方向侧向移 动，因此从所述齿条的行程中减去一可变量并因此将其间的移行比率 由该可变量而减到最小，所述量随着该齿轮从中央直线位置上的转动 而减小并且还随着该车辆的速度而减小。
作为优选，所述齿条齿轮转向器具有第一机械连接装置和第二机 械连接装置，该第一机械连接装置连接到所述齿轮上以使所述齿轮按 照可在所述齿条行程的所述中央区域中操作的预定传输模式在所述转 向器壳体中移动，并且该第一机械连接装置在该中央区域的每一侧的 所述区域中与该齿轮脱开连接，该第二机械连接装置连接到所述第一 机械连接装置上，适于使所述传输模式随着车速而放大以便进一步增 大在所述中央区域中的所述转向角传动比。
作为优选，所述齿条齿轮转向器包括一旁路装置，该旁路装置连 接到所述第二机械连接装置上，适于在从齿轮传输到齿条上或反之亦 然的载荷超过一预定值时限制通过所述第一和第二机械连接装置传输 的载荷，所述载荷此后仅仅通过所述齿条和所述齿轮传送。
作为优选，所述旁路装置包括一连接到所述壳体上的锁闭机构。
在第一实施例中，所述第一机械连接装置包括一间歇传动机构， 其具有可与所述齿轮一起转动的第一轴，所述齿轮载有从所述第一轴 的轴线偏移的第一销，所述第一销可操作地接合于由第二轴所承载的 构件中的径向缝槽，该第二轴的轴线与第一轴的轴线平行并且从该第 一轴的轴线偏移；另外的径向缝槽，其位于可与所述第二轴一起转动 的构件中；以及接合在所述第二缝槽中的第二销，该第二销相对所述 壳体侧向确定在一相对所述第二轴的轴线的距离处，该距离可以按照 车速变化。
作为优选，所述第一实施例包括相对所述壳体枢转的杆，所述第 二销固定到所述杆上。
作为优选，所述车辆包括一检测装置，以便检测该车辆从通过驾 驶员的转向盘位置和相对车速所指明的方向路线的偏离，所述检测装 置提供一输出信号到致动器装置上，以便使所述第二销在所述壳体中 响应于所述输出信号侧向地移动。
在第二实施例中，所述第一机械连接装置包括一对机械控制式凸 轮。
在第二方面中，本发明在于一种齿条齿轮转向器，用于随着至少 由驾驶员提供的转向盘角度输入和车速而控制车辆的车轮转向角，该 转向器包括可在一固定的齿条壳体内侧向移动的齿条，和以轴颈支承 为在一齿轮壳体中转动的齿轮，该齿条在齿条壳体中的移动确定了该 车轮角，并且该齿轮在齿轮壳体中的转动通过转向盘角度确定，在转 向盘角度中的变化与在车轮角中的变化之间的瞬时比率限定了转向传 动比特性，该特性随着转向盘角度和车速而变化，其中该齿轮壳体以 轴颈支承为相对该齿条壳体侧向移动，并且一致动装置确定了该齿轮 壳体相对齿条壳体随着至少转向角和车速的大小而变的侧向移动，由 此确定了该转向传动比特性。
作为优选，该致动装置包括一机械连接件，使得当涉及转向盘角 度和车速的大小的移动输入被施加到所述连接件上时，所述连接件就 具有传送到该齿条上的运动特性输出，该运动特性输出因此随着所述 移动输入的大小而变化。
作为优选，一个或两个移动输入是通过一电气或液压致动器提供 的。
在第一实施例中，该机械连接件包括一销和槽机构。
在第二实施例中，该机械连接件包括一凸轮和随动件机构。
作为优选，该机械连接件包括一弹簧加载的元件，该元件在高载 荷条件下提供该连接件的柔性，并且由此保护该机构以免在这些条件 下被损坏。
作为优选，该致动装置还随着附加输入而变地确定该齿轮壳体相 对齿条壳体的侧向移动，该附加输入与驾驶员提供的转向盘角度输入 无关。
作为优选，该致动装置是一液压或电气致动器。
作为优选，该转向传动比特性提供了与中央驱动相关联的该转向 器的中央操作区域中的转向传动比，该转向传动比大于另一转向传动 比一给定的最大增量，在这个中央操作区域的每一侧的该转向器的其 他操作区域中提供该另一转向传动比。
作为优选，该增量对于较高车速是数量较大的。
作为优选，该增量对于低车速是零或负值。
按照本发明，以串联方式应用至少两个机械装置以便在通常发生 于车辆转向中的力水平和灵敏度的整个很宽范围内提供尽可能接近理 想化的转向传动比特性。作为优选，保持使用转向盘。
在本发明的一个方面中，转向控制运动当发生在三个单独的区域 中时就按一个中央区域对待处理，其中该灵敏度按照车速并按照该控 制装置的转角而变化。这个关系来源于公知的原理，即侧向加速度(其 实际上受到轮胎相对道路的附着性的限制)是按照转向半径的倒数和 速度的平方变化的。该转向半径很大程度上是通过前轮胎相对道路的 角度和转向盘角度确定的。这一状态控制着约30kph以上速度时的转 向，而且相对于在低速转弯和停车时偶然应用的极限止动角，仅仅需 要使该前轮转动该转角的大约1/5。在该前轮的剩余五分之四的转动 中，适当的转向传动比通常被如此选择，以使该转向力在助力装置失 效的情况下将不会是过度的，并且这通常要求一个约为10或12比1 的转向传动比。
作为选择，按照本发明，在该中央区域中的控制采用间歇传动原 理，其提供转向传动比相对该转向盘的转动的特性曲线，它接近于所 需要的以便当车辆运行在界限速度时实现一个在该转向盘的转动角和 车辆的横摆率之间的线性关系，一般为对应于那个转动角的转向半 径。该图线有时被称为钟形曲线。作为优选，该间歇传动结构是这样 的，即，销子位于间歇运动的两个轴线之间而不是在它们的外部，如 在转让给Honda的美国专利5,489,004和5,482,130中所表明的 和在SAE文件1999-01-0395，“Improvements in Driver Vehicle System Performance by Varying Steering Gain with Vehicle Speed and Steering Angle”中描述的。而且还描述在Bishops专利2,508, 057；2,682,311和2,865,215中(前两个Bishop专利涉及飞行 器的前起落架转向器，以及后面的专利涉及汽车动力转向器)。
在这个机构的后一种的配置方案中，该销子位于两个轴线的外 边，这样的困难是，要在中央提供一个足够高的转向传动比并且同时 避免不希望的朝向锁闭件的低传动比。另外，存在的困难是，要将该 系统设计成承受很高的试验载荷，按照汽车工业规范，转向装置必须 能够承载这种高载荷。
按照本发明，一个传统的齿条齿轮转向器可用于与侧移齿轮组 合。令人意外的是，按照本发明的教导制成的转向装置的齿轮的侧移 所需量是很小的，并且该转向器输入轴到驾驶员的转向轴的连接件可 以容易地接纳在一简单的耦连装置中。
这个转向装置当车辆直线行驶或转弯时可提供转向灵敏度的调制 作用，而不用依赖一种对驾驶员的输入产生延迟响应的灵敏度减小的 悬架装置。这还允许该转向盘在正常的转弯中的转角的显著减小，从 而改善了驾驶员在发生紧急侧滑的情况下使转向盘快速转向的能力。
设置三种状态，如上所述的该中央区域和两个侧边区域，因此理 想的传动比可从所有三个操作区域中选择。该转向器可能暂时要承受 的很高载荷可以被旁路，以免影响狭窄的中央区域中的灵敏的传动比 改变装置，在此情况下，该转向器瞬时地回复为一个传统的齿条齿轮 动力转向器，其可以快速地适应这种过度载荷。
该齿轮的侧移是如此配置的，即它从该齿条和齿轮的输出中减去 并能相当容易地实现，以便提供可能所需的任意大小的中央转向传动 比。
附图说明
图1是按照本发明第一实施例的用于车辆的齿条齿轮转向器的透 视图；
图2是通过图1的截面I-I的横剖图；
图3是通过图2的截面II-II的横剖图；
图4是图2的放大简化图，表明该第一实施例的间歇传动机构部 分；
图5是通过图1所示的第一实施例实现的转向角传动比相对转向 盘角度的曲线图；
图6-9描绘了图4所示的间歇传动机构的各种位置；
图10是表示来自于图5的单个高速曲线的曲线图；
图11是一类似于图2的横剖视图，在转向器上的过度载荷被旁 路；
图12是在本发明的第二实施例中代替图2所示的第一实施例的 间歇传动机构的机械控制式凸轮机构的简化图；以及
图13和14描绘了图12所示的机械控制式凸轮机构的两个位置。

图1，2和3表明了根据本发明制成的转向器的第一实施例的一 结构方案的主要部件的总体配置。
齿条1和齿轮4是按照在齿条齿轮转向器中应用的普遍接受的配 置方案构造的。在齿条的每个端部上连接了转向横拉杆(未示出)并 且该转向横拉杆以枢轴方式连接到从该车辆的枢转前轮向后或向前延 伸的转向臂上。齿条1在齿条导引件2中滑动，被结合在位于该车辆 的一侧上的壳体3(图2和3)中，并处在一位于该车辆的相反侧上 的轴颈支承(未示出)中。齿轮4以传统的方式与齿条1啮合并被连 接成通过转向柱6而与转向盘5一起转动。
在将要描述的转向器的形式中，设置了源自电动马达8的电动马 达驱动的助力器。马达8的操作是通过扭矩传感装置9来控制的。作 为选择，也可以通过采用一旋转阀装置来设置液压助力器，代替传统 方式的扭矩传感器和在齿条1的延伸部上的工作缸和活塞。
在传统的动力转向中，齿轮4是以轴颈支承在该转向器壳体中， 然而按照本发明，并如图2和3所示，它是通过轴承12和13而以轴 颈支承在齿轮支架11中。齿轮支架11被配置得可在壳体3中在导引 杆14和15上沿齿条1的轴线方向侧向地滑动，或者当需要方便地安 装在车辆中时，以相对于该轴线方向的某个角度滑动。齿轮支架11 的移行是通过在其每一侧上相对壳体3中设置的贴靠结构121的间隙 16限定的。
标记为17的齿轮轴自齿轮4伸出，其上安装一个欧式联轴节18 的一构件。该欧式联轴节18的另一构件被安装在输入轴19上，该输 入轴借助扭矩传感器9可转动地连接到转向柱6上。通过这一措施， 就在轴17和19之间提供一个无松动的连接，其可以适应该齿轮支架 11的小的侧向运动。
通过一在齿轮支架11的上边部分上形成的导引槽20，限制齿轮 支架11围绕该导引杆14和15的轴线的转动，该导引槽20与一固定 在壳体3中的导引销21相接合。作为选择，在一未表明的实施例中， 在壳体3中可以设置一滚子-轴承滑道，从而允许以一低摩擦的方式 侧向运动，同时防止了齿轮支架11的转动。
齿轮4具有一在转向器中向下延伸的轴22，超出了该轴承12， 并且该齿轮4具有刚性固定在其上的一间歇传动机构7，该间歇传动 机构包括间歇传动销驱动板23，锁定板部段24，间歇传动驱动销25 和间歇传动从动板27。
间歇传动驱动销25接合于一个被构成在间歇传动从动板27中的 下部缝槽26b中，该从动板27结合有一个围绕轴线41以轴颈支承在 齿轮支架11中的从动板轴28。
间歇传动销驱动板23的转动导致从动板27以该间歇传动机构的 常用方式转动直至到达一个点，在该点，销25要离开缝槽26b，如图 8中所表明并且以后还要描述的那样。销29被固定到变速杆30上并 与形成在间歇传动从动板27中的上部缝槽26a相接合。
一伺服马达致动器31被连接到连杆32的一端上，该连杆又被连 接到变速杆30上。该致动器31可导致连杆32被向上地移动并根据 从该车辆的电子控制单元ECU或一单独的车辆速度传感装置(未示出) 接收的信号使变速杆30倾斜。
该变速杆30的相反的端部延伸到一个锁闭装置33上，其包括弹 簧36，带V形槽37的柱塞35，一贴靠结构38和以轴颈支承在固定 到变速杆30的销子10上的滚子34。滚子34可在贴靠结构38上自由 地滚动。对滚子34的自由运动的限制作用是弹簧加载的柱塞35，其 通过弹簧36被向下地加载并且在它的下末端具有V形槽37。该滚子 被限制在如39所示的其侧向移行距离内，并且它被如此配置，即移 行距离39超过了位于壳体3中的齿轮支架的每侧的间隙16。
图4表明了图2所示的转向器仅带有一些构件的简化视图，这些 构件对描述转向角传动比如何作为转向盘角度101和车速两者的函数 而变化是必需的。
垂直距离103是位于轴线41和以轴颈支承滚子29的销子104的 轴线之间的距离。销子104被固定到变速杆30上。距离103是通过 变速杆30的倾斜而改变的，该变速杆30的倾斜是通过启动致动器31 实现的。在一高车速下，距离103大于在一低车速下的情况。
应该容易理解，在其他未表明的实施例中，在从动板27中的上 部和下部缝槽26a、26b可以延伸构成一单个缝槽，其中接合着销子25 和29两者。
图5表明了用于图4所示的机构的三个示范例的“转向角传动比” 的特性曲线。图5上的水平轴线105代表转向盘角度，在图4上如箭 头101所示。垂直轴线106代表转向角传动比。曲线107，108和109 是在各种车速下的示例特性。曲线107是在高速情况下由于距离103 在其最大设计位置上而形成的转向角传动比特性。曲线109是在一低 速时由于距离103在其最小设计位置上而形成的转向角传动比特性。 曲线108是在一中速时由于距离103处于其中间设计位置附近而形成 的转向角传动比特性。所有曲线是对称的。在曲线107和109之间可 能有无数个曲线。
在正常的行驶条件下，车速越高，应该采用的转向盘角度范围越 小。例如在曲线107上的转向角范围123将典型地处在高车速情况下。 在曲线108上的转向角范围124将典型地处在中等速度上。在曲线109 上的转向角范围125将典型地处在低速情况下。
区域111代表齿条1的中央区域，间歇传动机构7在其上是可操 作的。在该中央区域111的外侧，曲线107，108和109都是等同的 并且通过在中央区域111的每侧上不变的转向角传动比区域110来代 表。在中央区城111中，该转向角传动比总是在较高车速下为较高的。 该转向角传动比按照—钟形曲线平滑地变化，最大转向角传动比在直 线行驶位置上，其在图5的曲线图上被描绘为该水平轴线105上的0° 转向盘角度。
该钟形曲线跨越该中央区域111的特性，如通过曲线107，108 和109代表的，是由于间歇传动机构7的设计方案产生的，其建立一 个在转向盘角度和齿轮支架11的小的侧向运动之间的“预定的传动 模式”。
图6，7，8和9分别地表明了图4的简化转向器在四个不同的转 向盘角度101的情况。图6，7，8和9是在相同的车速情况下并且所 有这些情况都具有相同的距离103。在这个实例中，距离103是用于 高速的，而该转向角传动比特性是曲线107。
图10是高速转向角传动比特性曲线107，表明了在该曲线上对应 于图6，7，8和9的不同转向盘角度的一些点。在该曲线107上的点 112是用于图6所示的转向器的位置的转向角传动比。类似地，点113 对应于图7，点114对应于图8，以及点115对应于图9。
图6表明了该转向器在直线行驶位置上，其中该转向盘角度101 为0°和间歇传动销25与轴线41和齿轮4成一线。
图7表明了该转向盘角度101位于该直线行驶位置和间歇传动机 构7脱离接合的位置之间的大致一半处。间歇传动驱动销25使间歇 传动从动板27围绕轴线41以与转向盘角度101相反的转动方向转动。 在正常的行驶状况下，枢轴10是被侧向固定的，因此滚子29也是在 侧向上基本固定的。滚子29保持与间歇传动从动板27中的缝槽26a 相接合，导致间歇传动从动板轴线41运动过侧向位移116。轴线41 被确定到齿轮支架11上，因此齿轮4也可侧向地移动距离116。然后， 齿条行程102就是该转向盘角度101乘以该齿轮节圆半径117，再减 去距离116。
这可用下面公式表示：
Y＝(θ*rp)-Δ
其中：Y＝齿条行程102
      θ＝转向盘角度101
      rp＝齿轮节圆半径117
      Δ＝侧向位移116
因此，间歇传动机构7导致齿条行程102小于在其他方式下用于 相同量的转向盘角度101的齿条行程，因而该转向角传动比被增大了。
图8表明了该转向盘角度101使得间歇传动机构7处在接合界限 的情况。图9表明了该可能的最大转向盘角度。对于位于图8和9所 示位置之间的转向角，间歇传动从动板27通过锁定板部段24可转动 地确定，并且因此该转向角传动比是不变的，如通过图5所示的曲线 上的区域110所代表的。
该转向角传动比是与侧向移位(Δ)116相对转向盘角度(θ)101 的变化比率成比例增加的。这个侧向位移116相对转向盘角度101的 变化比率是基本成比例于该间歇传动从动板27的转动相对转向盘角 度(θ)101的变化的。这个比率从图8所示的间歇传动机构的接合 界限上的零变化到一个在图6所示的直线行驶位置上的最大值。因此， 在转向角传动比中的增加也从间歇传动机构的接合界限上的零变化到 直线行驶位置上的最大值。
变化的距离103扩大了该转向角传动比的增加。当距离103是最 大值时，则该侧向位移(Δ)116的变化相对间歇传动从动板27的转 动的变化的比率是最大的，并且因此转向角传动比的增加是最大的。 当然，距离103可被进一步增加，直到距离116等于当该机构在图6 所示的直线位置时所带的齿轮移行的距离为止。在这个位置上，该转 向角瞬时是不定的。
在该动力转向器的操作中，扭矩传感器9(图1)还包括一个电 气装置，其按照施加到转向柱6上的输入扭矩产生一信号。通常地， 当从电动马达8要求所需程度的输出助力扭矩时就产生一最大值信 号。这个在正常行驶条件下在齿条1上产生最大输出力需要的扭矩是 10Nm的数量级。
这一扭矩通过齿轮4被传送到齿轮支架11上，要是没有锁闭装 置33的作用的话，该齿轮4将能正常地导致变速杆30和齿轮支架11 如图3所示地侧向运动。然而，这要配置成防止这种运动达到10Nm 的输入扭矩，此后能允许该齿轮支架11侧向运动，直到该齿轮支架11 停止在贴靠结构121上为止。
图11表明了图3中所示的转向器在一位置上，在该位置，过度 的载荷绕过间歇传动机构7以保护它。现在将更详细地描述锁闭装置 33的操作。
在正常的行驶条件下，该滚子34的位置通过V形槽37确定，而 在该机构中的侧向载荷被传输到变速杆30上，而后传输到滚子34上。 当轴向的齿条载荷118超过一预定的阈值时，该阈值对应的转向盘扭 矩119大于正常行驶条件下要求的转向盘扭矩，柱塞35接着被滚子34 向上推压，而齿轮支架11侧向地移动，直到它在贴靠结构121上接 触壳体3为止。接着，过度的轴向齿条载荷被传输到壳体3上，如通 过载荷路线122表示的那样。于是，在该转向器中的间歇传动驱动销 25、间歇传动从动板27、变速杆30和其他构件就不会承受这一过度 的轴向齿条载荷了。该机构以对称方式工作以保护它在两个方向上免 受过度的轴向齿条载荷。
这种将锁闭装置33用作一旁路装置以限定在该间歇传动机构7 上作用的载荷的设置方案可被有利地用于这类情况，其中由于前轮撞 在道路坑洞或路缘上，所以很高的扭矩被施加到该转向盘上，很可能 超过100Nm，或者相同数量级的扭矩被施加到齿条上。转向器设计规 范要求转向器能够很好地抵御超出上面数量级的试验力。
虽然上述的实施例描述了一间歇传动机构7，其在转向盘角度和 齿轮支架11的小的侧向运动之间建立一个“预定的传输模式”，但这 个间歇传动机构7可以通过其它的机构来代替，该机构能够建立一个 相似的预定传输模式。这样的一个机构就是机械控制式凸轮机构。
图12表明了一个采用机械控制式凸轮机构替代间歇传动机构的 转向器的第二实施例的简化视图。在图12中未表示的该转向器的那 些构件是与图2和3中表示的转向器的构件相同的。
将图12中表示的机械控制式凸轮机构与图4所示的简化间歇传 动机构相比较，机械控制式凸轮126a和126b代替了间歇传动驱动销 25和锁定板部段24，而随动臂127替代了间歇传动从动板27。
连接到变速杆30上的销子29接合于随动臂127中形成的缝槽 130。从随动臂127伸出的轴28围绕轴线41以轴颈支承在齿轮支架11 中。垂直距离103是位于轴线41和销子29的轴线104之间的距离。 距离103是以与第一实施例相似的方式通过伺服马达31而改变的， 以便使变速杆30绕枢轴10倾斜。类似地，在高车速时，距离103大 于在低车速时的情况。
连接到随动臂127上的滚子128a跟随着凸轮126a，而滚子128b 则跟随着凸轮126b。凸轮126a和126b依据转向盘角度(θ)101转 动该随动臂127一个预定的量。应用凸轮126a和126b两者以使该随 动臂127的转动总是被控制的，从而不再需要应用弹簧等装置来将滚 子128a和128b迫压在凸轮表面上。这种使用两个凸轮以控制一个随 动臂的转动的配置方案是普通公知的一种机械控制式凸轮机构。
凸轮126a和126b的轮廓131a和131b分别被设计成赋予随动臂 127一个相对转向盘角度(θ)101的类似运动，如图4所示的转向 器的第一实施例中的间歇传动从动板27那样。在中央区域111的外 部，该凸轮轮廓被设计成保持随动臂127的转动，该随动臂的转动以 与下列方式相似的方式确定，即，当间歇传动驱动销25从缝槽26脱 离接合时通过锁定板部段24确定间歇传动从动板27的转动。这就意 味着，图12中表示的该机械控制式凸轮机构提供了一个与图5所示 的第一实施例描述的模式相似的预定传输模式。
图13表明了在中央区域111的界限处的机械控制式凸轮机构， 而图14表明了在最大转向盘角度101处的机械控制式凸轮机构。
在本文中应用的术语“转向盘”包括任何枢转式或可转动的驾驶 员转向输入装置。
在本领域中的普通技术人员应该认识到，对本发明可以做出许多 变型和修改而不脱离本发明的构思和保护范围。