Поскольку, изменяя гидравлическую схему погрузчика, мы ушли от 2 насосов с независимым регулированием к одному, дающему равные расходы жидкости по обоим ветвям, для осуществления поворота машины потребуется прибегнуть к введению в схему гидрораспределителей поворота.
Управление поворотом будет также осуществляться при помощи джойстика. Джойстик, как было сказано выше, является дифференциальным распределителем давления. Плавно утапливая плунжер от нуля до максимального положения, мы плавно увеличиваем давление в соответствующей линии от нуля до максимальной величины (3 МПа, см. технические характеристики машины).
Принцип осуществления поворота будет следующим. Поворачивая рычаг джойстика в нужную сторону, мы повышаем давление в соответствующей гидролинии управления. Это давление перемещает золотник распределителя поворота, осуществляя посредством дросселирования перепуск рабочей жидкости из напорной магистрали гидромотора соответствующего борта на слив, тем самым понижая давление в гидромоторе. В среднем положении гидромотор оказывается в плавающем положении. В то же время на другом борту вследствие отсутствия давления в соответствующей гидролинии управления и нахождения золотника в крайнем положении гидромотор реализует полную подачу насоса, колесо вращается с максимальной скоростью. В результате машина совершает плавный поворот.
В случае отклонения джойстика в крайнее положение золотник поворота также придет в крайнее положение, подав максимальный расход жидкости (без дросселирования) на гидромотор, однако в этом случае направление вращения гидромотора будет противоположным, и машина будет разворачиваться на месте.
Как видно, данный принцип позволяет осуществлять плавное регулирование радиуса поворота машины.
Определим основные параметры гидрораспределителя. Выполнение этого расчета позволит непосредственно перейти к конструированию распределителя.
Исходными данными для расчета будут являться: максимальный расход жидкости через распределитель, максимальное давление в системе, максимальное давление управления. И если давления известны и составляют соответственно 25 и 3 МПа, то расход предстоит вычислить.
. (8)
В данном случае мы взяли множитель ½, т.к. конструкция насоса предполагает деление рабочего объема поровну на каждый борт.
Источник [6] рекомендует определять проходные сечения каналов распределителя, исходя из непревышения скоростью течения жидкости в них значения 5-6м/сек. Формула выглядит так:
см2. (9)
Коэффициент 100 позволяет перевести метры в секунду в сантиметры в секунду, чтобы на выходе получилась площадь сечения в см2.
Рассчитываем диаметр подводящего (напорного) канала:
(10)
Конструктивно примем диаметр канала равным 18мм.
Конструктивно примем диаметр золотника равным 25мм.
Также конструктивно зададимся следующими параметрами: перекрытие кулачка с проточкой 
(без учета знака), расстояние между подводящими каналами (равное расстоянию между отводящими) равно a=80мм.
Если записать площадь сечения щели как 
, то при известных F, h и D можно определить d
. (11)
Примем диаметр пояска d равным 12мм.
Так как площадь щели пропорциональна 
, она будет линейно изменяться при перемещении золотника.
Назначим диаметр кольцевой проточки 
равным 30мм.
При диаметре золотника 25мм максимальная осевая сила от гидравлической системы управления составит
(12)
Определим силу жидкого трения золотника о корпус распределителя по формуле
, (13)
где 
– плотность масла,
– кинематическая вязкость масла, для АМГ-10 они равны соответственно 
и 
; 
– зазор в золотниковой паре, примем его равным 7 мкм; 
– относительная скорость перемещения деталей, примем равной 0,5 м/с; 
– суммарная длина трения, равна 124 мм.