У основі кінематичної схеми приводу лопатей напрямного апарату лежить чотирьохланковий механізм, представлений на рис. 6.6. У ньому ведучим є регулююче кільце (радіусом RС); проміжною ланкою - серга завдовжки lс; веденою ланкою - важіль, що має плече lр; базою - стаціонарні деталі по колу розташування лопатей радіусом R0. Цей механізм створює на лопатці рушійний момент Мдв.1, який долає момент опору Моп.
Рис. 6.6. До визначення зусилля серводвигуна і втрат на тертя на шарнірах напрямного апарату
Загальне рівняння моментів, що задовольняє умовам роботи апарату, буде мати вигляд
(6.4)
Зусилля серводвигуна розраховують у певній послідовності.
1. Визначають гідравлічні сили і моменти відповідно за (6.5) і (6.6) в закритому положенні і за (6.7), (6.8) - у відкритому у п'яти розрахункових точках, для яких з побудови напрямного апарату відомі відкриття а, у тому числі і а0.макс, і кути β і γ. Використовуючи ці дані і універсальну характеристику Ср і Ст, будують допоміжний графік (рис.6.7). Після визначення Мгідр і Ргідр на графіку М-а0, будують криві цих моментів.
(6.5)
(6.6)
де Нмакс – найбільший статичний напір відносно середньої лінії напрямного апарата; Fпер=b0·L – площа пера, що піддається гідравлічному тиску; b0 - висота напрямного апарату; L - ширина профіля, що піддається тиску; 
- ексцентриситет, що рівний плечу момента або відстані між точкою прикладення сили Ргідр і віссю повороту лопаті; 
- відносний ексцентриситет (ексцентриситет вважається додатнім при позитивному моменті);
(6.7)
(6.8)
де значення Ср і Ст визначаються з експериментальних характеристик, отриманих при модельних випробуваннях прийнятого у проекті типу турбіни;
Q׳І - приведена витрата, визначається з універсальної характеристики при даних значеннях а0.
Рис.6.7. Моментні характеристики напрямного апарату
2. Визначають реакції опор за рекомендованими орієнтовними значеннями, а потім методом послідовних наближень у закритому положенні.
3. Визначають за (6.9) або (6.10) моменти тертя Мтр у розрахункових точках. За (6.11), враховуючи правило знаків, визначають моменти опору Моп і будують їх криві в координатах М-а0.
(6.9)
(6.10)
де f ≈0,15 - коефіцієнт тертя, залежить від матеріалу втулок, виду і якості мастила, прийнятий із деяким заокругленням; RA, RB, RС - реакції опор; dA, dB, dС - діаметри опор; GЛ - сила ваги лопаті (у конічних апаратах G׳Л = GЛ ·cos q - складова ваги на опорі лопаті); 
- середній діаметр опорної поверхні під важелем лопаті.
(6.11)
4. Задавшись значенням Кдв, знаходять в закритому положенні за (6.12) силу серводвигунів Рсерв.
(6.12)
де 
- коефіцієнт передачі ланок механізму; 
- кінематичний коефіцієнт, що залежить від розташування ланок.
5. Визначають за (6.13) при отриманій силі серводвигуна значення рушійних моментів на лопатях Мдв1 і будують їх криві в координатах М-а0, перевіряючи відповідність кривих Моп і Мдв1 і отримані значення Кдв у критичних точках. Якщо значення Кдв в точках с2 або с3 виходять менше за прийняті, необхідно збільшити його значення у точці с1 або коригувати криву Мдв1, відповідно змінюючи кут β і зберігаючи γ ≈90°, що досягається зміною кута заклинювання α. Так доводиться поступати і у разі, якщо Кдв у цих точках надмірно великі. Після коригування розрахунок за пунктами 1, 2, 3 і 4 повторюють. Зазвичай таке коригування роблять тільки при відшукуванні нових оптимальних схем.
(6.13)
6. При задовільному збігу кривих і отриманому значенні Рсерв визначають діаметр серводвигуна за (6.14) або (6.15) і заокруглюють його значення до найближчого значення, прийнятого у нормалізованому ряду (зазвичай більшого).
(6.14)
(6.15)
де рмін=0,65·рном – мінімально діючий тиск масла, що приймається за розрахунковий; z ׳серв та z " серв - кількість одночасно діючих серводвигунів, відповідно, без штока та разом із штоком.
7. При розрахунку з урахуванням сил тертя у шарнірах механізму після визначення Рсерв за формулами (6.16)÷(6.19) визначають втрати на тертя у відповідних вузлах, а потім за (6.20) силу серводвигунів P׳серв, за (6.14) - діаметр серводвигуна. Якщо останній виявляється значно більшим прийнятого з нормалізованого ряду, то приймають наступний розмір.
Втрати сил на шарнірі на тертя
(6.16)
Втрати на тертя у опорі визначають як силу тертя, викликану силами, що діють на опорі
(6.17)
де Рr.оп – поперечна сила, що діє на опору; Р׳оп – осьова сила, що діє на опору.
В загальному вигляді
де Мп – перекидний момент; Gрег - сила ваги регулюючого кільця; 
- осьова сила від дії серг у конічних апаратах; ψ - кут нахилу серги до нормальної поверхні.
Втрати у шарнірах тяги визначаються із рівняння моментів у цих шарнірах
(6.18)
де dп.тг - діаметр пальців тяги; lтг - довжина тяги.
Втрати на тертя всередині горизонтально розташованого серводвигуна
(6.19)
де Gдв - сила ваги рухомих частин серводвигунів; руп≈р – тиск, створений ущільненням і поршневими кільцями, приблизно рівний тиску у серводвигунах; bущ - ширина манжет ущільнень; dшт - діаметр штока серводвигуна; zущ і zкц - відповідно кількість ущільнень і кількість поршневих кілець в усіх серводвигунах; bкц - ширина поршневих кілець.
(6.20)
де коефіцієнт 
Використовуючи статистичні дані, можна заздалегідь визначити діаметр серводвигуна за формулою
де р - номінальний тиск МНУ; znap - число пар серводвигунів; λ׳ - статистичний коефіцієнт.
Значення λ׳ орієнтовно при ексцентриситеті η0= 0,04÷0,05 вони дорівнюють 0,45 для поворотнолопатевих і 0,5 - для радіально-осьових турбін, при η0= 0,025 - відповідно 0,5 і 0,55.
