双曲面齿轮式单级贯通式主减速器，是利用了双曲面齿轮传动主动齿轮轴线相对于从动齿轮轴线的偏移，将一根贯通轴穿过中桥井通向后桥。但这种结构受主动齿轮最少齿数和偏移距大小的限制，而且主动齿轮的工艺性差，通常主动齿轮的最小齿数是8，因此主减速比的最大值只能在5左右，故多用于轻型汽车的贯通式驱动桥。当用于大型汽车时刷需增设轮边减速器或加大分动器传动比。
蜗轮传动为布置贯通桥带来极大方便，且其工作平滑无声，在结构质量较小的情况下也可得到大的传动比，适于各种吨位贯通桥的布置和汽车的总体布置。但由于需用青铜等有色金属为材料而未得到推广。
双级贯通式主减速器
用于主减速比i0>5的中、重型汽车的贯通桥。它又有锥齿轮—圆柱齿轮式和圆柱齿轮锥齿轮式两种结构型式。
锥齿轮—圆柱齿轮双级贯通式主减速器的特点是有较大的总主减速比(因两级减速的减速比均大于1)，但结构的高度尺寸大，特别是主动锥齿轮的工艺性差，而从动锥齿轮又需要采用悬臂式安置，支承刚度差，拆装也不方便。
与锥齿轮—圆柱齿轮式双级贯通式主减速器相比，圆柱齿轮—锥齿轮式双级贯通式主减速器的结构紧凑，高度尺寸减小，但其第一级的斜齿圆柱齿轮副的减速比较小，有时甚至等于1。为此，有些汽车在采用这种结构布置的同时，为了加大驱动桥的总减速比而增设轮边减速器；而另一些汽车则将从动锥齿轮的内孔做成齿圈并装入一组行星齿轮减速机构，以增大主减速比。
按齿轮及其布置型式，轮边减速器有行星齿轮式及普通圆柱齿轮式两种类型。
3.2.2 主减速器的基本参数选择与设计计算
主减速比i0、驱动桥的离地间隙和计算载荷，是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。
1．主减速比i0的确定
主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响。i0的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比iT一起由整车动力计算来确定。可利用在不同i0下的功率平衡田来研究i0对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择i0值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。
对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是竞赛车来说，在给定发动机最大功率Pemax及其转速np，的情况下，所选择的i0值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速vamax。这时i0值应按下式来确定：
式中rr——车轮的滚动半径，m；
igh——变速器量高档传动比。
对于其他汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，i0一般选择比上式求得的大10％~25％，即按下式选择：
式中iFh——分动器或加力器的高档传动比
iLB一一轮边减速器的传动比。
根据所选定的主减速比i0值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。
2．主减速齿轮计算载荷的确定
通常是将发动机最大转矩配以传动系最低档传动比时和驱动车轮打滑时这两种情况下作用于主减速器从动齿轮上的转矩(Tje、Tjh)的较小者，作为载货汽车和越野汽车在强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷。即
式中Temax——发动机量大转矩，N•m；
iTL——由发动机到所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比；
——上述传动部分的效率，取 =0.9；
K0——超载系数，对于一般载货汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的各类汽车取K0=1；
n——该车的驱动桥数目；
G2——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，N；对后桥来说还应考虑到汽车加速时的负荷增大量；
——轮胎对路面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，取 = 0.85；对越野汽车取 =1.0；对于安装专门的肪滑宽轮胎的高级轿车取 =1.25；
rr—一车轮的滚动半径，m；
，一一分别为由所计算的主减速器从动齿轮到驱动轮之间的传动效率和减速比(例如轮边减速器等)。
上面求得的计算载荷，是最大转矩而不是正常持续转矩，不能用它作为疲劳损坏的依据。对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续转矩是根据所谓平均比牵引力的值来确定的，即主减速器从动齿轮的平均计算转矩Tjm (N•m)为
式中Ga——汽车满载总重，N；
GT——所牵引的挂车满载总重，N，但仅用于牵引车；
fR——道路滚动阻力系数，计算时轿车取fR＝0.010~0.015；载货汽车取0.015~0.020；越野汽车取0.020~0.035；
fH——汽车正常使用时的平均爬坡能力系数。通常，轿车取0.08；载货汽车和城市公共汽车取0.05~0.09；长途公共汽车取0.06~0.10，越野汽车取0.09~0.30。
汽车或汽车列车的性能系数：
fP——汽车或汽车列车的性能系数：
