带式输送机传动装置课程设计

PAGE1.传动装置的总体方案设计1.1传动装置的运动简图及方案分析1.1.1运动简图表1—1原始数据学号03题号输送带工作拉力6.5输送带工作速度()0.85滚筒直径3501.1.2方案分析该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。1.2电动机的选择1.2.1电动机的类型和结构形式电动机选择Y系列三相交流异步电动机，电动机的结构形式为封闭式。1.2.2确定电动机的转速由于电动机同步转速愈高，价格愈贵，所以选取的电动机同步转速不会太低。在一般械中，用的最多的是同步转速为1500或1000的电动机。这里1500的电动机。1.2.3确定电动机的功率和型号1.计算工作机所需输入功率由原始数据表中的数据得2.计算电动机所需的功率式中，为传动装置的总效率式子中分别为传动装置中每对运动副或传动副的效率。带传动效率一对轴承效率齿轮传动效率联轴器传动效率滚筒的效率总效率取查[2]表9—39得选择Y132M—4型电动机电动机技术数据如下：额定功率：满载转速:额定转矩：最大转矩：运输带转速1.3计算总传动比和分配各级传动比1.3.1确定总传动比电动机满载速率，工作机所需转速总传动比为各级传动比的连乘积，即1.3.2分配各级传动比总传动比初选带轮的传动比，减速器传动比取高速级齿轮传动比为低速级齿轮传动比的1.3倍，所以求的高速级传动比=4，低速级齿轮传动比=3.11.4计算传动装置的运动参数和动力参数1.4.1计算各轴的转速传动装置从电动机到工作机有三个轴，依次为=1\*ROMANI,=2\*ROMANII,=3\*ROMANIII轴。1.4.2计算各轴的输入功率1.4.3计算各轴的输入转矩传动装置参数见表1—2表1—2传动装置的运动参数和动力参数轴号转速（r/min）输入功率(kW)输入转矩(N·m)=1\*ROMANI5766.25103.62=1\*ROMANI=1\*ROMANI1446.06401.90=1\*ROMANI=1\*ROMANI=1\*ROMANI46.55.88127.612.传动零部件的设计计算2.1带传动2.1.1确定计算功率并选择V带的带型1.确定计算工率由[1]表8—7查的工作情况系数，故2.选择V带的带型根据，由[1]图8—11选用A型。2.1.2确定带轮的基准直径并验算带速1.初选小带轮的基准直径。由[1]表8—6和表8—8，取小带轮的基。2.验算带速。按[1]式（8—13）验算带的速度因为，故带速合适。3.计算大带轮的基准直径。由[1]式（8—15a）,计算大带轮的基准直径根据[1]表8—8，圆整为。2.1.3确定V带的中心距和基准长度1.根据[1]式（8—20）初定中心距为。2.由[1]式（8—22）计算所需基准长度由[1]表8—2选带轮基准长度。3.按[1]式（8—23）计算实际中心距。中心距的变化范围为。2.1.4验算带轮包角2.1.5计算带的根数1.计算单根V带的额定功率由和，查[1]表8—4a得根据，和A型带查[1]表8—4b得查的[1]表8—5得，表8—2得，于是2.计算V带的根数Z取6根2.1.6确定带的初拉力和压轴力由表[1]表8—3得A型带单位长度质量，所以应使带的实际初拉力压轴力最小值2.1.7带轮的结构设计1.带轮材料的确定大小带轮材料都选用HT2002.带轮结构形式小带轮选用实心式，大带轮选用孔板式（6孔）具体尺寸参照[1]表8—10图8—14确定。大带轮结构简图如图2—1图2—12.2齿轮传动（一）高速级齿轮传动2.2.1选择精度等级，材料及齿数1.运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。2.材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。3.选小齿轮齿数，大齿轮齿数2.2.2齿轮强度设计1.选取螺旋角初选螺旋角β=14°2.按齿面接触强度设计按[1]式（10—21）试算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数2）小齿轮的传递转矩由前面算得3）由[1]表10—7选取齿宽系数4）由[1]表10—6差得材料的弹性影响系数。5）由[1]图10—21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6）由式[1]10—13计算应力循环次数7）由[1]图10—19取接触疲劳强度寿命系数，8）计算接触疲劳许用应力9）由[1]图选取区域系数10）由[1]图10—26查的，则11）许用接触应力（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，有计算公式得2）计算圆周速度3）计算齿宽b及模数4）计算纵向重合度5）计算载荷系数已知使用系数，根据，7级精度，由[1]图10—8查的动载系数；由表10—4查的；由表10—13查得；由表10—3差得。故载荷系数6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由[1]式（10—10a）得7）计算模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计由[1]式（10—17）（1）确定计算参数1）计算载荷系数2）计算纵向重合度，从[1]图10—28查的螺旋角影响系数3）计算当量齿数4）查齿形系数由[1]表10—5查得；5）查取应力校正系数由[1]表10—5查得；6）由[1]图10—20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限7）由[1]图10—18取弯曲疲劳寿命系数，8）计算弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式[1](10—12)得9）计算大小齿轮的大齿轮数值大。（2）设计计算由接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。取以满足弯曲疲劳强度。为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径计算齿数。取，则2.2.3几何尺寸计算1.计算中心距将中心距圆整为140mm。2.按圆整后的中心距修螺旋角因β值改变不大故参数不必修正。3.计算大小齿轮分度圆直径4.计算齿轮宽度圆整后取2.2.4齿轮结构设计（中间轴大齿轮）因齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按[1]图10—39荐用的结构尺寸设计。大齿轮结构简图2—2图2—2（二）低速级齿轮传动2.2.5选择精度等级，材料及齿数1.运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。2.材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。3.选小齿轮齿数，大齿轮齿数2.2.6齿轮强度设计1.选取螺旋角初选螺旋角β=12°2.按齿面接触强度设计按[1]式（10—21）试算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数2）小齿轮的传递转矩由前面算得3）由[1]表10—7选取齿宽系数4）由[1]表10—6差得材料的弹性影响系数。5）由[1]图10—21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6）由式[1]10—13计算应力循环次数7）由[1]图10—19取接触疲劳强度寿命系数，8）计算接触疲劳许用应力9）由[1]图选取区域系数10）由端面重合度近似公式算得11）许用接触应力（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，有计算公式得2）计算圆周速度3）计算齿宽b及模数4）计算纵向重合度5）计算载荷系数已知使用系数，根据，7级精度，由[1]图10—8查的动载系数；由表10—4查的；由表10—13查得；由表10—3差得。故载荷系数6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由[1]式（10—10a）得7）计算模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计由[1]式（10—17）（1）确定计算参数1）计算载荷系数2）计算纵向重合度，从[1]图10—28查的螺旋角影响系数3）计算当量齿数4）查齿形系数由[1]表10—5查得；5）查取应力校正系数由[1]表10—5查得；6）由[1]图10—20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限7）由[1]图10—18取弯曲疲劳寿命系数，8）计算弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式[1](10—12)得9）计算大小齿轮的大齿轮数值大。（2）设计计算由接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。取以满足弯曲疲劳强度。为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径计算齿数。取，则取整2.2.7几何尺寸计算1.计算中心距将中心距圆整为173mm。2.按圆整后的中心距修螺旋角因β值改变不大故参数不必修正。3.计算大小齿轮分度圆直径4.计算齿轮宽度圆整后取2.2.8四个齿轮的参数列表如表2—1表2—1齿轮模数齿数Z压力角螺旋角分度圆直径齿顶圆直径齿底圆直径高速级小齿轮22720°15.3°566051高速级大齿轮210820°15.3°224228219低速级小齿轮2.53320°12.7°84.5889.5878.33低速级大齿轮2.510220°12.7°261.42266.42255.17续表2—1齿轮旋向齿宽B轮毂L材质热处理结构形式硬度高速级小齿轮右616140Cr调质实体式280HBS高速级大齿轮左566545钢调质腹板式240HBS低速级小齿轮左909040Cr调质实体式280HBS低速级大齿轮右859245钢调质腹板式240HBS2.3轴系部件设计第轴设计2.3.1初算第=3\*ROMANIII轴的最小轴径1.输出轴上的功率，转速，转矩由前面算得：，，2.求作用在齿轮上的力低速级大齿轮的分度圆直径3.初步确定轴的最小直径先按[1]式（15—2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表[1]表15—3，取,于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径，故需同时选取联轴器的型号。查[1]表14—1，考虑到转矩变化小，故取。则联轴器的计算转矩。查GB/T5014——1985，选用HL5弹性柱销联轴器，其公称转矩为.半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。2.3.2第=3\*ROMANIII轴的结构设计1.各段轴直径的确定如表2—2位置直径（mm）理由60由前面算得半联轴器的孔径70为满足半联轴器轴向定位要求，轴段需制出一个轴肩，，故取。75根据选取0基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承30315其尺寸为。故。87左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由[2]上差得30315型轴承的定位轴肩高度，因此取。89齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处直径，齿轮处直径见段理由。77取安装齿轮处的轴段直径。75见段理由。表2—22.各轴段长度的确定如表2—3位置长度（mm）理由105为保证轴承挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段长度应比略短些，取。50轴承端盖总长度为20mm，取端盖外端面与半联轴器右端面间距离,故取。40为联轴器长度，故9712轴环处轴肩高度，轴环宽度，取88已知齿轮轮毂宽度为92mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，次轴段略短于轮毂宽度，故取68取齿轮距箱体内壁距离为，第=2\*ROMANII轴上大齿轮距第=3\*ROMANIII轴上大齿轮。考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承时应距箱体内壁一段距离,取。滚动轴承宽度。第=2\*ROMANII轴上大齿轮轮毂长。则表2—33.第=3\*ROMANIII轴的结构简图如图2—3图2—3第（=2\*ROMANII）轴设计2.3.3初算第（=2\*ROMANII）轴的最小直径1.第（=2\*ROMANII）轴上输入功率，转速，转矩由前面算得，，2.分别计算大小齿轮上的力已知第（=2\*ROMANII）轴上大齿轮分度圆直小齿轮上分度圆直径为3.初步确定轴的最小直径根据最小直径查[2]GB/T297—1994选取30309。轴承的规格为2.3.4.第（=2\*ROMANII）轴的结构设计1.确定轴的各段直径如表2—4位置直径（mm）理由45根据轴承的尺寸50根据取小齿轮安装处直径。58小齿轮右端用轴肩定位，轴肩高度，取故，则轴环处直径。50取大齿轮安装处直径。45理由同段。表2—42.确定轴的各段长度为了使套筒可靠地压紧齿轮，分别使段和段长度略短于齿轮轮毂宽4mm。轴环处轴肩高度，轴环宽度。轴环处长度取其它轴的尺寸，根据第=3\*ROMANIII轴算出的尺寸进行确定。2.3.5第（=2\*ROMANII）轴的强度校核1.轴的载荷分析图2—4图2—42.大小齿轮截面处的力及力矩数据由上轴的结构图及弯矩和扭矩图可以看出大小齿轮中心线截面处是轴的危险截面，现将计算出的两个截面处的，，的值列于下表2—5载荷水平面垂直面支反力弯矩总弯矩扭矩表2—53.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即（小齿轮）中心线截面的强度。根据[1]式（15—5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取，轴的计算应力前已选轴的材料为45钢，调质处理，由表[1]15—1查得。因此，。故安全。4.精确校核轴的疲劳强度从轴的受载情况来看及来看，大小齿轮中心线截面处受力最大。虽然两截面处应力最大，但应力集中不大而且这里轴径也最大，故两中心截面不必校核。截面=2\*ROMANII，=3\*ROMANIII，=4\*ROMANIV，=5\*ROMANV处应力集中的影响接近，但截面=3\*ROMANIII，=4\*ROMANIV处轴径也很大比=2\*ROMANII，=5\*ROMANV处轴径大。所以校核=2\*ROMANII，=5\*ROMANV截面就行了。由于截面=2\*ROMANII处受力大些，所以只需校核=2\*ROMANII左右截面即可。1）截面=2\*ROMANII左侧截面左侧的弯矩为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理，由[1]表15—1查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按[1]附表3—2查取。因，，经插值可查得又由[1]附图3—1可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数按[1]式（附表3—4）为由[1]附图3—2尺寸系数，又由附图3—3的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由[1]附图3—4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，及，按[1]式（3—2）及式（3—12a）得综合系数为由[1]§3—1及§3—2得碳的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按[1]式（15—6）~（15—8）则得故可知其安全。2）截面=2\*ROMANII右侧抗弯截面系数按[1]表15—4中的公式计算弯矩及弯曲应力为扭矩及扭转应力为过盈配合处的，由[1]附表3—8用插值法求出，并取于是得轴按磨削加工由[1]附图3—4得表面质量系数为故得综合系数所以轴在截面右侧安全系数为故该轴在截面=2\*ROMANII右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重应力循环不对称，故可略去静强度校核。第（=1\*ROMANI）轴设计2.3.6初算第（=1\*ROMANI）轴的最小直径1.先按[1]式（15—2）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据[1]表15—3，取。根据最小直径选取30307轴承，尺寸为2.3.7第（=1\*ROMANI）轴的结构设计根据轴（=1\*ROMANI）端盖的总宽度及外端盖距带轮的距离，取轴承外壁距带轮表面距离为50mm。即=2\*ROMANII—=3\*ROMANIII段长度为50mm。再根据轴（=3\*ROMANIII），（=2\*ROMANII）数据，及确定的箱体内壁距离和带轮轮毂的长即可将整个轴的结构尺寸确定。轴的结构简图如图2—5图2—52.3.8轴系零部件的选择根据前面轴的设计内容可以确定各个轴上的零部件。现将各轴系零件列表如表2—6轴承（GB/T297—1994）键（GB/T1096—2021）联轴器（GB/T5014—1985）轴=1\*ROMANI30307（带轮）(小齿轮)轴=2\*ROMANII30309(小齿轮)(大齿轮）轴=3\*ROMANIII30315(联轴器）(大齿轮)HL5表2—63.减速器装配图的设计3.1箱体主要结构尺寸的确定3.1.1铸造箱体的结构形式及主要尺寸减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器，主要尺寸如表3—1名称符号齿轮减速器箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘壁厚12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地角螺栓直径18地角螺栓数目4轴承旁连接螺栓直径14连接螺栓的间距150轴承端盖螺钉直径8视孔盖螺钉直径6定位销直径8至外箱壁距离24/20/16至凸缘边缘距离22/14轴承旁凸台半径18凸台高度低速轴承外径确定外箱壁至轴承座端面距离46铸造过度尺寸x,yx=5y=25大齿轮顶圆与内箱壁距离10齿轮端面与内箱壁距离>8箱盖箱座肋厚轴承端盖外径201轴承旁连接螺栓距离s201盖与座连接螺栓直径103.1.2箱体内壁的确定箱体前后两内壁间的距离由轴的结构设计时就已经确定，左右两内壁距离通过低速级大齿轮距箱体内壁的距离也同样可以确定。箱体下底面距低速级大齿轮齿顶圆距离大于30~50mm，由此可以确定下箱体的内壁距大齿轮中心的距离。3.2减速器附件的确定视孔盖：由[3]表11—4得，由是双级减速器和中心距，可确定视孔盖得结构尺寸。透气孔：由[3]表11—5得，选用型号为的通气塞液位计：由[3]表7—10得，选用型号的杆式油标排油口：油塞的螺塞直径可按减速器箱座壁厚2~2.5倍选取。取螺塞直径为16mm.起盖螺钉：起盖螺钉数量为2，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同，取螺钉直径为10mm定位销：由表3—1的定位销直径为8mm吊环：由[3]表11—3得，吊耳环在箱盖上铸出。根据表3—1中确定的尺寸可以确定吊耳环的尺寸。4.润滑密封及其它4.1润滑1.齿轮的润滑因齿轮的圆周速度<12m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。高速级齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm）,1/6齿轮。2.轴承的润滑轴承采用润滑油进行润滑，润滑油直接采用减速器油池内的润滑油通过输油沟进行润滑。4.2密封为保证机盖与机座连接处密封，连接凸缘应有足够的宽度，连接表面应精创其表面粗糙度为Ra=6.3。密封的表面应进过刮研，而且凸缘连接螺柱之间的距离不应过大应均匀分布。轴承端盖选用凸缘式轴承盖易于调整，采用密封圈实现密封。端盖直径见表3—1。密封圈型号根据轴承直径确定。密封圈材料为半粗羊毛毡。4.3其它（1）装配图图纸选用A1的图纸，按1：2的比例画。（2）装配前零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，机内不许有任何杂物存在，内壁图上不被机油侵蚀的涂料两次。（3）齿啮合侧隙用铅丝检验不小于0.6mm，铅丝不得大于最小侧隙的四倍。（4）用涂色法检验斑点，按齿高接触斑点不小于40%，按齿长接触斑点不小于50%，必要时间可用研磨或刮后研磨以便改善接触情况。（5）应调整轴承轴向间隙，F35为0.03~0.008mmF45为0.06~0.12mmF750.08~0.15mm.检查减速器剖封面，各接触面积密封处，均不许漏油，剖封面允许涂密封油漆或水玻璃，不许使用任何填料。（6）机内装N68润滑油至规定高度（7）表面涂灰色油漆。5.总结大学以来学了《理论力学》，《材料力学》，《机械原理》，《机械设计》，《互换性与测量基础》，《工程材料与成型技术基础》，还真不知道它们有什么用，我能将它们用在什么地方。通过这次课程设计，我发现以前学的理论基础课程还不是很牢固，没有真正联系实际。自己设计的数据和实践有很大差距，有的不符合机械设计指导书上的要求，还有就是知识的遗忘性大，不会将所学的知识融会贯通等等。通过这次设计我发现搞机械设计这一行需要自己有丰富的经验和牢固的基础理论知识。这次设计过程中好多内容是参考书上的，很多数据的选取都是借鉴书上的数据，还有很多数据是自己选的不知道何不合理，好多设计的关键地方都是在老师的指导下完成的。毫无疑问，我们的设计的内容有好多错误的地方。我们设计的减速器也很难经的起实践的考验。不过，这次设计毕竟是自己第一次将所学的知识联系到实践中，有很多设计不合理的地方那是必然的。通过这次设计我了解了一些设计的步骤和准则。我们不能违反这些准则否则我们的设计将会出错。这次设计也培养了我一些良好的习惯比如，设计时要专门准备好草稿纸，在稿纸上一步一步将自己的设计内容写清楚等。搞机械这一行需要有严谨的作风，我这次设计过程中始终记住了这一点。设计过程中有好多数据有错误或则不合理，但不是很严重，好多同学都忽略了。这次我没有像以前那样忽略这些小的细节。在这次设计过程中我还发现我有些应用软件如cad,rord等使用起来不是很熟练，机械手册查起来不熟练等问题，接下来在这些方面我还要进一步的加强。总之，这次设计培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力。参考文献参考文献[1]濮良贵、纪名刚.机械设计.8版.北京：高等教育出版社，2021.5[2]席伟光、杨光、李波.机械设计课程设计.北京：高等教育出版社，2021.[3]吴宗择、罗圣国.机械设计课程设计手册.3版.北京：高等教育出版社，2021.

本科生学位论文论多媒体技术在教学中的应用姓名：指导教师：专业：教育管理专业年级：完成时间：

论多媒体技术在教学中的应用[摘要]多媒体不再是传统的辅助教学工具，而是为构造一种新的网络教学环境创造了条件，特别是对于教育社会化来说，多媒体网络是一种更理想的传播工具。多媒体本身具有：融合性、非线性化，无结构性、相互交涉性、可编辑性、实时性等特点；同时运用在教育教学上又有其特长：利于信息的存储利用、是培养发散性思维的工具、促使学习个别化的实现。多媒体在教学中的应用有着多种的形式，它在提高学生学习兴趣上有着积极的作用，同时它还能促进学生知识的获取与保持、对教学信息进行有效的组织与管理、建构理想的学习环境，促进学生自主学习等多方面的效果。立足未来发展，利用多媒体网络技术，开展教学试验。[关键词]多媒体网络教学系统资源共享多媒体技术主要指多媒体计算机技术，加工、控制、编辑、变换，还可以查询、检索。人们借助于多媒体技术可以自然贴切地表达、传播、处理各种视听信息，并具有更多的参与性和创造性。当今多媒体已成为广泛流传的名词，但人们对于它的认识，特别是对于它在教育教学方面如何更好应用，未知的因素还很多。

一、多媒体的教育特长任何一种媒体不管其怎样先进，它只能是作为一种工具被应用到教育领域，能不能促进教育的改革，。。。。。。应当吸取教训，加强理论研究，充分认识多媒体的特性及其教育特长，以便更好地在教育领域开发应用多媒体。

1、多媒体的特性

（1）融合性多种符号系统的融合是多媒体的特性之一，多媒体的这一特性区别于过去媒体符号系统的单一性或复合性。也就是说多媒体技术不是将符号系统叠加，而是具有整体性的融合。

（2）非线性化，无结构性因为多媒体是在超文本、，其组合结构是固定的、不变的。

（5）实时性多媒体信息中的声音、活动视濒、动画于时间有密切联系，对它们进行呈现、交互等集成处理是实时的。在显示某一主体内容时，其视听