《汽车设计》课程设计-汽车离合器设计

《汽车设计》课程设计

题目：汽车离合器设计

专业：车辆工程

班级：083班

学号：_200800205*水*_________

姓名：姚**

指导老师：韦**

完J邮期：2011年11月15日

一、目录

二、前言2

三、正文3

任务与背景分析3

(1)根据已知参数，确定离合器形式4

(2)离合器主要参数的确定4

2.1后备系数B4

2.2单位压力P4

2.3初选摩擦片外径D、内径d、厚度b4

2.4摩擦因数3离合器间隙At5

(3)摩擦片尺寸校核与材料选择5

3.1判断d/D:5

3.2判断D是否符合要求：5

3.3判断d是否符合要求：5

扭转糠器的设计：6

(4)扭转减震器选型：7

4.1扭转减震器主要参数的确定6

(5)减震弹簧尺寸确定7

5.1减振弹簧的分布半径R7

5.2减振弹簧尺寸7

5.2.1弹簧中径De7

5.2.2单个减震器的工作压力P7

5.2.3弹簧钢丝直径d8

5.2.4减振弹簧刚度k8

5.2.5减振弹簧有效圈数8

5.2.6减振弹簧总圈数n8

5.2.6.1减振弹簧最小高度Imin8

5.2.6.2全部减宸弹簧总的工作负荷8

5.263单个减震弹簧的工作负荷P8

526.4减震弹簧总变形量9

5.2.6.5减震弹簧自由高度9

5.2.6.6减震弹簧预变形量9

5.2.6.7减震弹簧安装高度9

5.2.7从动片相对从动毂的最大转角9

(6)膜片弹簧的设计9

6.1膜片弹簧的基本参数的选择百万

6.1.1比值和h的选择尿HL文档

6.1.2比值和R、r的选择x“1。18.COm

6.1.3a的选择载温舐水印

6.1.4分离指数目n的选取10

6.1.5膜片辨簧小端内半径及分离轴承作用半径的确定10

1

6.1.6切槽宽度81、82及半径10

6.1.7压盘加载点半径和支承环加载点半径的确定11

6.2膜片弹簧的弹性特性11

6.3膜片弹簧工作点位置的选择13

6.3.1B点：13

6.3.2A点：14

6.3.3C点：14

6.4强度校核14

(7)从动盘总成的设计15

7.1从动盘毂15

7.2从动片16

7.3波形片和减振弹簧16

(8)压盘设计16

8.1离合器盖16

8.2压盘16

8.3分离轴承17

(9)总结17

(10)致谢17

(11)参考文献17

二、前言

设计的背景：离合器是汽车传动系中的重要部件，主要功用是是切断和实现发

动机对传动系的动力传递，保证汽车平稳起步，保证传动系统换挡时工作平顺

以及限制传动系统所承受的最大转矩，防止传动系统过载。膜片弹簧离合器是

近年来在轿车和轻型汽车上广泛采用的一种离合器，它的转矩容量大而且较稳

定，操作轻便，高速是平衡性好、结构简单且较紧凑、散热通风性能好、使用

寿命长，也能大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。此设计说明书详

细的说明了轻型汽车膜片弹簧离合器的结构形式，参数选择以及计算过程。(汽

车构造第五版下册)

设计的目的和意义：本次设计，我力争把离合器设计系统化，让离合器在任何

行驶条件下，既能可靠的传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能

防止过载。结合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。分

离是要迅速、彻底。从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲

2

击，便于换档和减小同步器的磨损。应有猪狗的吸热能力和良好的通风效果，

以保证工作温度不致过高，延长寿命。操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。

具有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、使用寿命长。为离合器

设计者提供一定的参考价值

三、正文

设计任务书

1）广泛查阅离合器资料，参考长城酷熊09款1.5豪华型车型，根据使用条件，

确定离合器结构，进行膜片弹簧离合器的总体结构设计。

2）确定膜片弹簧的结构参数，对压盘、摩擦盘和离合器壳体的结构、参数进行

选择，对主要的零部件进行强度计算。

3）绘制一张（A3图纸：）离合器膜片弹簧图。

5）完成设计说明书。

任务与背景分析

由于本人学号在班上的排名为23,所以选择方案:

汽车型号长城酷熊09款1.5豪华型

发动机最大功率77/6000整备质量m（kg）1185

（KW）/（r/min）

138轮胎规格185/65

发动机最大扭矩（N-m）

R15

310.75

最高车速（km/h）160车轮半径r（mm）

65004.313

最高转速（r/min）后桥主减速器比i

3753.545

载重量（kg）变速器I挡的传动比ig

3

本车设计采用单片膜片弹簧离合器。本车采用的摩擦式离合器是因为其结构

简单，可靠性强，维修方便，目前大多数汽车都采用这种形式的离合器。采用

膜片弹簧离合器是因为膜片弹簧离合器具有很多优点：首先，由于膜片弹簧具

有非线性特性，因此可设计成摩擦片磨损后，弹簧压力几乎可以保持不变，且

可减轻分离离合器时的踏板力，是操纵轻便；其次，膜片弹簧的安装位置对离

合器轴的中心线是对的，因此其压力实际上不受离心力的影响，性能稳定，平

衡性也好；再者，膜片弹簧本身兼其压紧弹簧和分离杠杆的作用，使离合器的

结构大为简化，零件数目减少，质量减小并显著的缩短了其轴向尺寸；另外，

由于膜片弹簧与压盘是以整个圆周接触，是压力分布均匀，摩擦片的接触良好，

磨损均匀，也易于实现良好的散热通风等。由于膜片弹簧离合器具有上述一系

列的优点，并且制造膜片弹簧的工艺水平也在不断的提高，因而这种离合器在

轿车及微型轻型客车上得到了广泛的应用，而且逐渐扩展到了载货汽车上。从

动盘选择单片式从动盘是一个结构简单，调整方便。压盘驱动方式采用传动片

式是因为其没有太明显的缺点且简化了结构，降低了装配要求有有利于压盘定

中。

(1)根据已知参数，确定离合器形式

从动盘数：由于设计的是乘用车，发动机扭矩一般不大，所以选择：单片离

合器。

B«本搬端雕越

离合器设计:

(2)离合器主要参数的确定

2.1后备系数B

由于所设II的离合器为膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工

作压力几乎不会变小(开始时还有些增加)，再加上小轿车的后备功率比较大，

使用条件较好，宜取较小值，故初取8=1.20。

2.2单位压力P

查《汽车设计》表2-2,选择粉末冶金材料铁基，取：po=0.35

2.3初选摩擦片外径D、内径d、厚度b

查《汽车设计》表2-3,得乘用车的直径系数Ko=14.6

由公式估算得：D=KoVr=14.6x413肛172mm

根据《汽车设计课程设计指导书》(王国权，龚国庆编著，机械工业出版社出版)

表2-5可知，

摩擦片(圆环形)推荐值

外径D/mm内径d/mm厚度t/mm单面面积a/cm?

2251503.5221

2501553.5302

取D=250mm,d=155mm,b=3.5mm

2.4摩擦因数f、离合器间隙

故根据《汽车设计》(王望予编著，机械工业出版社出版)表2-4摩擦因

数f=0.35

离合器间隙一般为3〜4mm,此处取△tuBmm

选用单片从动片所以摩擦面数取Z二2

(3)摩擦片尺寸校核与材料选择。

3.1判断d/D:

因为：d/D=155/250=0.62,符合d/D=(0.53~0.70)的要求！

3.2判断D是否符合要求：

因为发动机的最高转速为：nmx=6000(r/min),故根据《汽车设计》(王

望予编著，机械工业出版社出版)公式(2-10)得：

x6000x250xl0-,«783mji65-7(ht/i

。60-60

所以D当慎重选择！

3.3判断d是否符合要求：

为了保证扭转减震器的安装，摩擦片内径d必须大于减震器弹簧位置直径

2RO约50mm即：d>2RO50nlm

先确定Ro:一般Ro=(0.60-0.75)d/2,此处取：Ro=0.60d/2,所以：

R。=0.60*155/2=46.E(mm),即：2Ro+50=143mm,而d=155mm,所以：

5

d>2R0+50nlm符合！（参考：《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）

）

3.4为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生

烧伤，离合器每一次接合的单位摩擦面积滑磨功应小于其许可值，即:

,对乘用车[]-0.40/mm2,W为汽车起步时离合器接

合一次所产生的总滑磨功（J）,可以由下式求的:计算时,

对于乘用车ne=2000r/min,由以上公式求得:

/20002仅185.375)x310.力

f=14133.27(J),W=

1800I4.3132X35452}

—"厂产,"23（"■*〉，所以：w<［w］,符合要求！（参考：《汽

rx2x（?5O-I55\J

车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）公式（2-12）和（2-13））

3.5为反应离合器传递的转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应

小于其许用值，4及<fr1

而：Tc邛T=1.20xl38=165.6N/m，由公式得：Tco=

故根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）表2-5

许用单位面积滑2磨转矩［T。］的要求

外径D/mmW210>210—250>250—325>320

TxlO-

0.280.300.350.40

2,(N.m/mm2)

知，因为D=250mm」Tc（）］=0.003N・m/mm2,所以To'［Tco］符合要求!

扭转减震器的设计：

（4）扭转减震器选型：根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）

选：单级线性减震器。

4.1扭转减震器主要参数的确定

4.1.1极限转矩Tj

根据《汽车设计》(王望予编著，机械工业出版社出版)式(2-31)

知，极限转矩受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一

般可取，Tj=(1.5-2Tghax，对于乘用车，系数取2.0。则i=2.0x

=2.0x138=276(N.m)

4.1.2扭转刚度k

根据《汽车设计》(王望予编著，机械工业出版社出版)式(2-35)可知,

由经验公式初选k(p<13R则：ko<131j=13x276=3588(N-m/rad)

4.1.3阻尼摩擦转矩Tp,预紧转矩Tn

根据《汽车设计》(王望予编著，机械工业出版社出版)式(2-36)可知，

可按公式初选T内"=(0.06〜O.TZ)T此处取T1)=0.1

=13.8(Nm)o减振弹簧在安装时都有一定的预紧，根据《汽车设计》(王望予编

著，机械工业出版社出版)式(2-37)知，TnEm(0.05-9.15)且Tn

T内因£(0.05〜0.15)=6.9〜2().7N/m,此处取：Tn=16N/m

4.1.4减振弹簧的位置半径R。

由以上知：Ro=46.5mm

4.1.5减振弹簧个数Zj

根据《汽车设计》(王望予编著，机械工业出版社出版)表(2-6)知，当

摩擦片外径E250mm时，⑥二4〜6,故取Zj=4

4.1.5减振弹簧总压力Fz

当减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时，减振弹簧受到的压力FZ为:

F2=Tj/R0=267/46.5x10-3=5935.48(N)

(5)减震弹簧尺寸确定。

5.1减振弹簧的分布半径Ro

即为减振器基本参数中的RoRo=46.5mm

5.2减振弹簧尺寸

5.2.1弹簧中径De

根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，其

•般由布置结构来决定，通常Dc=l1〜15mm，此处取：Dc=12mm

5.2.2单个减震器的工作压力P

P=FZ/Zj=5935.4814~1484（N）

5.2.3弹簧钢丝直径d

式中，扭转许用应力□可取550〜600Mpa此处取口=550MRi

by八"、/t.J8x1484x12xlO_J.、

所以有公式求得：4.35(H)

V<x55OxlO*

5.2.4减振弹簧刚度k

根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）式

4.7.13知，应根据已选定的减振器扭转刚度值k及其布置尺寸Rc确定，即:

k二,

1000居Z,

35ss

・423.91(AF/JWM)

1000x(46.5xl0-,),x4

5.2.5减振弹簧有效圈数i

根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，

,♦=0二G为材料的更（切弄性模量,封碳钢可取G=8.3xlO4MPa,所以

.3,83x10,父叫伊必叫「

8x（12xl0-1）,x423.9lxl01**

得:所以i=5.1

5.2.6减振弹簧总圈数n

根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，其

一般在6圈左右，与有效圈数i之间的关系为；n=i+（lS2）此处取：n=7

5.2.6.1减振弹簧最小高度!mim

根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，

lmm=n（d+户1.1dn=1.1x4.35x7=33.495（inin）

5.2.6.2全部减震弹簧总的工作负荷P

根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知,

P2=T;1RO=276/46.5x10〜』5935.48(N)

5.2.6.3单个减震弹簧的工作负荷P

根据《汽车离合器》（徐石安,江发潮编著，清华大学出版社出版）知,

P=P1Z;=5935.4814=1483.87(N)

5.2.6.4减震弹簧总燮形量Al

根据《汽车离合器》（徐石安,江发潮编著，清华大学出版社出版）知，

Al=P/k=1483.871423.91=3.5（mni）

5.2.6.5减震弹簧自由高度。

根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知,

10=1+△l=33.495+3.5=36.995（mm）

5.2.6.6减震弹簧预燮形量A/'

根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知,

“二工=-r^0.20Xmm]

kZR423.91x4x46.5x1^

5.2.6.7减震弹簧安装高度1

根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，

1=10-Al=36.61-0.203=36.792（mm）

5.2.7从动片相对从动毂的最大转角6,

根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）公式（2-40）知大

转角9;和减振弹簧的工作变形量A/（A”=Z\-ZM）有关，减震弹簧的工作燮形

量△/“二-=3.297mm,所以其值为：

6=2arain=4.06*

（6）膜片弹簧的设计

6.1膜片弹簧的基本参数的选择

6.1.1比■2和h的选择

为了保证离合器压紧力燮化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的

9

”一般为1.5〜2.0,板厚h为2〜4mm。

A

fj

故初选h=2.5mm,7则睡渐。

6.1.;23比值和R、r的选择

r

由于摩擦片平均半径Rc=

2_2(250/2?一。3"2)‘

3(D/2)2-((//2)2=3(ZSO/aV-OSS/J)7slO3.IO7(mm)

对于推式膜片弹簧的R值，应满足关系RNRc=103.107mm。

故取R=12()mm,R/r一般为1.2(H.35,再结合实际情况取R/r=1.237,则

Fornino

6.1.3a的选择

一般在9°~15。范围内.

"arctan(H/(R-r))=arctan(4.25/(120-97))^10.59°,满足

9°〜15°的范围。

6.1.4分离指数目n的选取

常取取为n=18o

6.1.5膜片弹簧小端内半径r。及分离轴承作用半径r,的确定

弹簧各部分有关尺寸比值应符合一定的范围，即

1.20<R/i<1.35

70<2R/h<100

3.5<R/r0<5.0

r由离合器的结构决定，其最小值应大于变速器第一轴花键的外径

R=16mm,则取ro=30mm,

根据弹簧结构布置的要求，Ri与R、；与

I、

一与％之差应在一定范围内，即

1<R-Ri<7

10

0<-r<6

O<r;"r0<4

再取分离轴承rr=33mm。

6.1.6切槽宽度51、62及半径r。

取6T=3.2mm（取值3.2"3.5mm）,

82=10mm（取值9〜10mm）,r,满足r・r2>=82，则「<=「分2=97-10=87mm,

故取r=87mm。

6.1.7压盘加载点半径R和支承环加载点半径，；的确定

根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）知,

Ri和r;需满足下列条件：

1<R-R<7

0<r-r<6

故选择Ri=lI9mm,=98mm。

6.2膜片弹簧的弹性特性

根据《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）和《汽

车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）知，假设膜片弹簧在承载过程中,

其子午线刚性地绕上地某中性点转动。设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地

载荷Pl（N）集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为xl（mm）,则膜片弹簧

的弹性特性如下式表示：

栽课制f怒吟悬"]

式中，E-弹性模量，钢材料取乐Zlxl^Mpa;

u-—泊松比，钢材料取u=0.3；

R-自由状态下碟簧部分大端半径，120廊；

r-自由状态下碟簧部分小端半径，97mm;

11

Ri压盘加载点半径，119mm;

H——支点半径，98mm;

H-自由状态下碟簧部分内截锥高度，4.25mm;

h-膜片弹簧钢板厚度，2.5mm。

Xi=脑

利用MATLAB软件进行Pl-xl特性曲线的绘图，程序和图形如下：

xl=0:0.2:8;%xl为膜片弹簧在压盘接触点处的轴向变形

E=2.1*KT5;%弹性模量(MPa)

b=0.3;%泊松比

R=120;%自由状态下碟簧部分大端半径(mm)

r=97;%自由状态下碟簧部分小端半径(mm)

H=4.25;%自由状态下碟簧部分内截锥高度(mm)

h=2.5;%膜片弹簧钢板厚度(mm)

Rl=119;%压盘加载点半径(mm)

r1=98;%支承环加载点半径(mm)

P1=(pi*E*h*x1/(6*(1-bA2)))*log(R/r)/((R1-r1)A2).*《＜H-x1*«(R-r)/(R1-r1))).*(H-(x1/2)*(R-r)/(R1-

rl))+hM);%一下用于绘图

elf

plot(x1,P1,-b');

axis([0,8,0.8000]);%设置坐标

holdon

holdoff,gridon

xlabel('变形xl/mn);

ylabel('工作压力Pl/fO

title('PI-xl特性曲线)

M点X1：

fun=inline(-(pi*(2.ri0A5)*2.5*x1/(6*(1-0.3A2)))*log(120/97)/((119-98)A2)*((4.25-xl*((120-

97)/(119-98)))*(4.25-(x1/2)*(120-97)/(l19-98)}+2.5A2}',x1");

»[x1,f]=fminbnd(fun,1,3)

xl=

2.6372

f=

-3.8708e+003

N点：

fun=inline((pi*(2.1*10A5)*2.5*x1/(6*(1-0.3A2)))*log(120/97)/((119-98)A2)*《(4.25-xl*((120-

97)/(!19-98)))*(4.25-(xl/2)^(120-97)/(1l9-98))+2.5A2)',xl'):

»[x1,f]=fminbnd(fun,4,6)

xl=

5.1237

f=

3.1989o+003

12

M点P1:

(pi*(2.1*l0A5)*2.5*2.6372/(6*(l-0.3A2)))*log(l20/97)/((ll9-98)A2)*((4.25-2.6372*(：120-

97)/(119-98)))*(4.25-(2.6372/2)*(120-97)/(119-98))+2.5*2)

ans-

3.8708e+003

B点Pl:

(pi*(2.1*10A5)*2.5*3.492/(6*(1-0.3A2)))*log(120/97)/((119-98)A2)*((4,25-3.492*((120-

97)/(ll^-98)))*(4.25-(3.492/2)*(120-97)/(119-98))+2.5-2)

ans=

3.6872e+003

A点Pl:

(pi*(2.1*1(T5)*2.5*1.99/(6*(H).3.2)))*log(120/97)/((119-98).2)*((4.25-1.99*((120-97)/(119-

98))*(4.25-(1.99/2)*(120-£7)/(119-98))+2.5-2)

ans=

3.7106。+0()3

C点Pl:

(pi*(2.l*10*5)*2.5*5.49/(6-(10.3*2)))*log(120/97)/((11998”2)*((4.255.49*((12097)/(119

98)1)*(4.25-(5.49/2)*(12(P97)/(119-98))+2.5^2)

ans-

3.246.9e+003

得坐标：M点⑵6372,3.8708c+003),N点(5.1237,3.1989e+003),C点(5.49,

3.2469e+003)

特性曲线如下图：

13

Pl-xl特性曲线

8000

20001-

变形xl/mm

6.3膜片弹簧工作点位置的选择

6.3.1B点：

通过膜片弹簧的特性曲线，由MA1I工B得：

kw=2.6372mm

ky=5.1237mm

所以：xp=（Aw+Xw）2=3.88mm

因为：/人二0.8〜1.0（此处取0.9）

则：入g=3.492mm

由特性曲线图可杳得膜片弹簧在8点的压紧力：R=P=3687.2N

校核后备系数：.[UeZ36S72x027x101107x10-*x2.

T—138

计算时一般取f=025-0.30，此处取：0.27

1.49在范围：L201.75内,所以合格!

6.3.2A点：

由《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知:

14

△So为每摩擦工作面最大允许磨损量（聊钉头外露）,

△X=ZASo

△So在0.65〜1.1mm之间。此处取：AS。=O.75mm则：△入=1.5mm

所以：a=X-AX=3.492-1.5=1.99（mm）

考虑到弹力衰减，A点（1.99,3.7106e+003）处的膜片弹簧预紧力较

B（3.492,3.6872c+003）点略高,所以4符合要求!

6.3.3C点：

由《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，它一

般在特性曲线凹点附近，此时分离力较小，C点位置确定于压盘升程，=ZAS

AS为彻底分离时每对摩擦片面之间的间隙，甲.片式可取：0.75〜1mm,此处取

△s=o.8则：3,=2Xl=2（mm）

由汽车设计》（土望予编著，机械JL业出版社出版）式子（2-18）得：

4小口1V=6.19mm

凡■界

所以：膜片弹黄大端的最大燮形量（离合器彻底分离时）

Ac=+X,=5.49（mm）

6.4强度校核

由《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）知，膜片

弹簧最大应力发生在离合器分离状态时，因此更需校核离合器在分离状态时B

点（《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版）图2T3）的当量应力是

否符合要求即可。膜片牌簧大端的最大燮形量：

入1e=5.49mm,对应的力P?=3246.9N

由《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）公式

（4.6.8）知：推式膜片留簧物睛必：也〃一一

由《汽车离合器》（徐石安，江发潮编著，清华大学出版社出版）公式

（4.6.13）:

15

_3幻-333246.931*10,120-97

7-97~0.623X232*1-03:-I,产，q)/—.上

(120-972119-98；119-982x97119-98

97

=1625.48MPa

o=1625.48MPa<1500-1700MPa

所以强度符合要求！

（7）从动盘总成的设计

7.1从动盘毅

根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出版），从动盘毂轴向长

度不宜过小，以免在花键轴上滑动时产生偏斜而使分离不彻底，一般取1.0-1.4

倍的花键轴直径。故取从动盘毂轴向长度取为1.2D，=1.2x32=38.4mm。从动盘

毂的材料选取45锻钢，并经调质处理，表面和心部硬度一般26〜32HRC。根据

摩擦片的外径D的尺寸以及根据《汽车设计》（王望予编著，机械工业出版社出

版）表2-7查出从动盘毂花键的尺寸。

由于D=250mm,发动机最大转矩Te=138N*m则查表2-7可得：

从动盘发动机最花键齿花键外花键内键齿有效挤压

外径大转矩数n径径宽齿长应力

D/mmTe/(N*m)D'/mmd'/mmb/mm1/imnMpa

22514710322643011.3

25019610352843510.2

取花键尺寸：齿数n=10,外径D'=32mm,内径d/=26m齿