一、控制系统的迟缓率
在描述静态特性曲线时，认为汽轮机转速与功率的关系是单值关系。实际上由于控制系统中各机械液压元件都存在着活动零件之间的摩擦、铰链的间隙、滑阀的重迭度等因素，在转速上下行变化时，静特性曲线不可能重合在一起，形成一条带状。
我们定义：在转速上下行变化时，同一功率下，带状静特性线的最大转速差Δn与额定转速n0之比称为调节系统的迟缓率ε，用下式表示：
ε=（Δn/n0）×100% （1-1）
图1是在静特性线图中表示的迟缓率ε定义。
图1 静特性线图中表示的迟缓率
控制系统的迟缓率表现为系统的不灵敏，ε过大，会引起系统的摆动并使动态过程的恶化。因此，在设计控制系统时，应尽力设法减小各元件或部套的迟缓率，以使系统的迟缓率减小到最低的程度。电液控制系统由于采用电子控制器，理论上不存在迟缓，“迟缓”都发生在液压执行器上，因此迟缓率远比液压控制系统小。根据相关标准的规定，液压调节系统的迟缓率一般要求≤0.3%，电液控制系统要求≤0.06%。
电力行业“汽轮机调节控制系统试验导则”的DL/T711-1999标准中对迟缓率ε有更具体的规定：
单机容量小于100MW，液压调节系统：小于0.4%； 电液调节系统：小于0.15%。
单机容量100-200MW，液压调节系统：小于0.2%；电液调节系统：小于0.10%。
单机容量大于200MW，液压调节系统：小于0.1%； 电液调节系统：小于0.06%。
二、控制系统中元件或某部套的误差Ε与系统迟缓率的关系
对于控制系统中某元件或某部套的实测误差Ε，可折算为部套的迟缓率ε*
ε*=Εδ （1-2）
例如，某一不等率为5%的液压控制系统，油动机从空负荷到额定负荷的行程为100mm，在同一控制油压，上下行的行程差为1.5mm，则油动机的实测误差Ε为1.5%，那么油动机折算成系统迟缓率应为ε1*＝1.5%×5%＝0.075%。
同一系统中，液压放大器从空负荷到额定负荷的油压输出范围为0.1Mpa，在同一输入油压，上下行的输出油压差为0.002Mpa，则该放大器的实测误差Ε为2%，液压放大器的部套迟缓率应为ε2*=2%×5%＝0.1%。；该系统中旋转阻尼从3000转/分到3150转/分的一次油压差为0.0225 Mpa，在同一转速时，上下行的一次油压差为0.0001Mpa，则旋转阻尼的实测误差Ε为0.44%，部套迟缓率应为ε3*=0.022%。
从上述静态试验数据，可推算出该这个液压控制系统的总迟缓率为各部套迟缓率的总和：
ε=ε1*+ε2*+ε3*=0.197% （1-3）
