隔板的挠度
汽轮机工作时隔板进、出汽边承受的压差（即级的压降）使隔板产生朝出汽边的挠曲碟形变形，这种变形量就称为隔板的挠度或者说隔板在运行过程中，在其前后压差作用下，隔板向出气边产生挠曲变形（蝶形）。若挠曲变形成为塑性变形时，说明隔板刚度不足，检修中测量隔板弯曲值，即测量隔板的塑性挠曲变形值。在制造厂对隔板的挠度进行了理论计算和挠度试验，结果是一般在隔板中分面汽封处的变形量最大。如果隔板支撑在隔板套内，要计算隔板套的变形，如果是刚度较小的汽缸（如低压缸）还要计算汽缸的变形。
那么如何进行隔板弯曲的测量呢？我们常用的方法是：将专用大平尺放在隔板进汽侧，靠近上下隔板结合面的固定位置，用精度为0.02MM的游标深度尺或塞尺测量平尺与隔板结合面间的间隙。
动、静差胀
动、静差胀又称为转子胀差；通常在汽轮机启停、升降负荷过程中产生较大的动、静差胀。现在，常规电厂要求汽轮机从冲转至带满负荷的时间越来越短，因此启动、升负荷过程中的动、静差胀越来越大，也就需要轴向间隙设计得更大。当然汽轮机在启停、升降负荷及稳定运行时产生的的动、静差胀还与汽轮机的结构设计密切相关。比如：合理设置动、静部件的温度场，合理设置汽缸、轴承箱等静止部件及转子的热膨胀死点等。
现代汽轮机的设计正是把合理的结构设计同适当放大轴向通流间隙二者有机的结合起来，使得功率为-MW的大功率高参数汽轮机能满足周末调峰甚至是两班值运行的要求。
高温部件的蠕变
工作在高温部分的部件都会发生蠕变，随着运行时间的延长，蠕变量会越来越大。虽然在汽轮机的设计时把这种蠕变速度控制在（10∧-7mm/mm.hr,既蠕变速率)一定范围内，但由于理论计算的偏差，在投入运行的汽轮机中，也会发生运行几年后隔板的变形达到不可接受的程度而不得不更换隔板或重新设计刚度更大的隔板。有时，内缸或隔板套的轴向定位键在高温区，同时其受到的轴向推力又较大，汽轮机运行几年后，定位键或定位槽会发生较大的蠕变，改变了轴向通流间隙，甚至发生轴向碰磨事故，而这种情况，在轴向通流间隙设计时可能未考虑到，因此是比较危险。
离心力造成的转子变短
材料力学可以知道物体变形是相协调的。如果物体轴向受拉，轴向变长，而横向将变细；同理物体横向受拉，横向变粗，而轴向将变短，这时轴向变形量与横向变形量之比就等于材料的泊松比系数(横向应变与纵向应变之比值称为泊松比，也叫横向变形系数，它是反映材料横向变形的弹性常数)。虽然汽轮机转子在额定转速运转时在离心力作用下直径变粗的量不大，但转子较长，其累积缩短量仍可达到1mm左右
推力轴承间隙、允许的推力轴承磨损量
汽轮机启动、带负荷过程中推力方向一般不会发生改变，但如果发生改变，转子将窜动推力轴承间隙的量，设计时应考虑这种窜动量。此外，在推力轴承发生磨损直至要求汽轮机停机这一过程中都不允许发生动、静碰磨情况，因此设计时应考虑允许的推力轴承磨损量。这两种窜动量的累加会达到1mm以上。
轴向定位键的轴向间隙
隔板套、汽缸、轴承箱等部件的轴向定位键都有轴向间隙，推力轴承的定位止口也有轴向间隙，汽轮机运行时这些部件有可能靠死一侧，而这些间隙的累积量可达0.5mm以上。
通过上述分析得出：设计的轴向间隙=隔板的挠度（包括隔板套、汽缸的挠度）+动、静差胀+蠕变+离心力造成的转子变短+推力轴承间隙、允许的推力轴承磨损量+轴向定位键的轴向间隙+约2mm左右(余量)。从上式我们可以看出，设计的难点是隔板汽封处的轴向通流间隙。因为一方面该处的隔板的挠度最大，要求有较大的轴向通流间隙，而另一方面为了减少汽封漏汽，又要求设置更多的汽封齿，轴向通流间隙又要求小些，更好的同时满足两方面需要的方案是设计时重要考虑的方面.