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1 第 36 卷第 6 期 2016 年 12 月噪声与振动控制 NOISE ND VIBRTION CONTROL Vol 36 No.6 Dec 文章编号 : (2016) 基于模态分布表的数控车床切削振动诊断分析赵峰 ( 沈阳鼓风机集团申蓝机械有限公司, 沈阳 ) 摘要 : 为了建立批量型数控车床准确的模态分布表, 跟踪记录十余台套车床装配过程中的工艺信息, 同时运用动态测试手段获取了装配序列的每组模态参数总结该型机床的模态分布表, 分析出整机中部件结构和装配工艺对整机动态特性的贡献量对该型机床在各种切削状态下出现的振动问题进行归类, 按照振动谱系的振幅特征其可以分为两类 : 精加工状态下出现的微振动和粗加工状态下出现的强振动通过多台套机床的加工试验分析发现 : 精加工状态下, 只有部分机床出现这类微振动问题, 判断是装配环节的差异性引起的 ; 粗加工重切削状态下, 所有的机床都出现了切削振纹现象, 判断可能是部件结构或结合面的装配工艺引起的对照模态分布表, 可以诊断出装配序列工艺信息中对微振动影响较大的环节, 同时可以分析出部件结构或结合面工艺引起强振动的薄弱环节所在, 根据诊断分析结论可对该型机床进行针对性的优化改进关键词 : 振动与波 ; 模态分布表 ; 装配序列 ; 振动谱系 ; 切削振动 ; 诊断分析中图分类号 :TB123;TH113;TK 文献标识码 : DOI 编码 : /j.issn Diagnostic nalysis of Cutting Vibration of CNC Lathes Based on Modal Distribution Table ZHO Feng ( Shenyang Shenlan Blower Works Group Co. Ltd., Shenyang , China ) bstract : In order to build an accurate modal distribution table for batch CNC lathes, the information of assembly process is recorded for more than ten machine tools. Meanwhile, the modal parameters of assembly sequence are acquired by dynamic testing. Finally, the modal distribution table is summarized. With this table, the contributions of the component structure and assembly process to the whole dynamic characteristics are obtained. The cutting vibration issues can be classified into two types: the micro-vibration in refinement processing and the strong vibration in rough processing. Through the analysis of processing tests of various lathes, it is found that the micro-vibration in the refinement processing appears in a few of these lathes only. It is probably due to the difference of the assembly process. But in the rough machining, the strong vibration appears in all of these lathes. It is probably due to the component structure and the joint surface process. Comparing with the modal distribution table, the causes for the micro-vibration and strong vibration in cutting process can be diagnosed. The conclusion of the diagnostic analysis may be helpful for optimization and improvement of this tape of batch CNC lathes. Key words : vibration and wave; modal distribution table; assembly sequence; vibration spectrum; cutting vibration; diagnostic analysis 现阶段, 国内机床行业的常规设计通常只考虑削交变力的影响, 产生动态激振力, 引起切削振动现机床结构的静态特性而忽略了其动态特性的研究, 象当振幅超出了允许的范围时, 将导致加工表面而机床的动态性能对机床的加工精度和加工效率都的恶化, 加速刀具的磨损, 影响加工精度, 降低生产 [1] 有直接的影响特别是对于高转速高效率的数控效率严重时, 将使机床不能工作机床, 在一定条件下, 由于其回转部件的不平衡和切装配过程环节中, 部件装配大多是基于满足几何精度的装配, 忽略了对机床动态性能影响很大的收稿日期 : 结合面装配工艺的控制进入批量生产时, 常出现作者简介 : 赵峰 (1983-), 男, 辽宁省沈阳市人, 硕士研究生由于装配问题而导致无法通过出厂切削检验的情主要研究方向为数控机床及水泵机组设计动力况, 主要表现为 : 以用户提出的验收切削标准参数进学及流体分析 @163.com 行切削时, 精加工试验中同批次机床有个别出现视

第 6 期基于模态分布表的数控车床切削振动诊断分析 149 觉波纹现象, 粗加工重切削试验中全部都出现了切削颤振现象出现这种问题通常的做法是先按照装配过程工艺逐步排除,

对上述机床动态设计及装配环节动态特性问题研究较少, 而该问题的解决能够为机床提供故障诊断依据, 并且提高了产品整机的动态性能, 有很重要的研究价值以一台量产卧式数控车床为研究对象,

通过切削试验分别对微振动和强振动进行研究, 结合模态分布表, 分析判定产生故障的主要环节, 如图 1 所示图 1 总体技术研究路线 1 获取机床模态分布表

激发时, 即认为导致该固有频率产生的部件及结合面是整机结构系统中相对薄弱环节 1.

5, 两轴行程 :X 轴为 190 mm,z 轴为 565 mm, 整机三维结构见图 2(a) 实验采用 B&K 公司的 Pulse 数据采集系统和 3560 型数据采集前端,

6 khz, 使用 4525B-001 型内置放大电路型加速度传感器, 测试频率范围为 3 Hz~1 khz, 灵敏度为 10 mv/m s -2,3624

2 试验方案试验跟踪卧式车床装配过程中的每一环节, 主要考虑部件及传动系统装配过程中形成的固定和滑动结合面对整机结构动态特性的影响, 制定了基于 [4] 卧式车床的装配序列试验方案,

2 第 6 期基于模态分布表的数控车床切削振动诊断分析 149 觉波纹现象, 粗加工重切削试验中全部都出现了切削颤振现象出现这种问题通常的做法是先按照装配过程工艺逐步排除, 再按照部件结构逐个替换的方法进行诊断, 解决方式费时费力, 而且不一定能找到问题根源国内专家学者对于切削故障研究主要集中在切 [2 3] 削颤振机理及在线故障诊断上, 对上述机床动态设计及装配环节动态特性问题研究较少, 而该问题的解决能够为机床提供故障诊断依据, 并且提高了产品整机的动态性能, 有很重要的研究价值以一台量产卧式数控车床为研究对象, 采用跟踪装配过程的方法测试其每个装配环节的模态参数, 建立模态分布表对机床切削过程中产生的振动, 按照振动幅值由低到高划分, 建立机床的切削振动谱系 : 微振动和强振动通过切削试验分别对微振动和强振动进行研究, 结合模态分布表, 分析判定产生故障的主要环节, 如图 1 所示图 1 总体技术研究路线 1 获取机床模态分布表模态分布表用来显示机床各部件及结合面对整机动态特性的影响, 主要表征为固有频率和模态振型的影响在机床进行切削时候, 无论是微振动还是强振动, 通过切削振动测试, 发现某阶固有频率被激发时, 即认为导致该固有频率产生的部件及结合面是整机结构系统中相对薄弱环节 1.1 试验对象及测试系统介绍本次试验的卧式数控车床最高转速为 r/min, 主电机减速比为 1 : 1.5, 两轴行程 :X 轴为 190 mm,z 轴为 565 mm, 整机三维结构见图 2(a) 实验采用 B&K 公司的 Pulse 数据采集系统和 3560 型数据采集前端, 其数据采集分析频率测试范围为 0~25.6 khz, 使用 4525B-001 型内置放大电路型加速度传感器, 测试频率范围为 3 Hz~1 khz, 灵敏度为 10 mv/m s -2,3624 型模态激振器提供随机触发激励, 实验数据后处理采用 B&K 公司的后处理数据分析软件 1.2 试验方案试验跟踪卧式车床装配过程中的每一环节, 主要考虑部件及传动系统装配过程中形成的固定和滑动结合面对整机结构动态特性的影响, 制定了基于 [4] 卧式车床的装配序列试验方案, 测试装配过程中每个步骤的模态参数为各阶频率和模态振型试验分为九个步骤, 见图 2(b)- 图 2(j) 考虑到床身地脚 ( 即机床的边界条件 ) 对机床动态性能影响较大, 将第一步床身固定分为三个步骤测试 : 床身无地脚平放在地面上, 床身使用四地脚及六地脚支撑然后依次按照该机床的装配工艺序列正常装配, 在每个部件装配完成后, 都应用激振器模态测试方法进行模态测试, 获取相应的模态参数 1.3 数据处理将测试数据导入 B&K 后处理分析软件中, 对装配过程每一步的测试结果进行分析对比上下序列 (a) 数控车床结构三维图 (b) 床身固定 (c) 安装滑鞍 (d) 安装 Z 轴丝杠 (e) 安装主轴箱 (f) 安装尾台 (g) 安装刀架 (h) 安装主电机 (i) 安装液压泵 (j) 安装电气柜图 2 模态分布测试方案

150 噪声与振动控制第 36 卷的频响传递函数, 根据后一序的装配工艺中新增部件或安装约束对整体模态频率及振型特征的影响, 提取出此装配步骤所对应的新增模态参数, 填写到装配序列的模态分布表中根据机床最高工作转速, 结合经常发生的故障检测到的频率范围, 计算机床在 0~200 Hz 内的固有频率和对应模态振型, 建立模态分布表 ( 见表 1), 由该表可以掌握机床装配各环节的模态信息,

3 150 噪声与振动控制第 36 卷的频响传递函数, 根据后一序的装配工艺中新增部件或安装约束对整体模态频率及振型特征的影响, 提取出此装配步骤所对应的新增模态参数, 填写到装配序列的模态分布表中根据机床最高工作转速, 结合经常发生的故障检测到的频率范围, 计算机床在 0~200 Hz 内的固有频率和对应模态振型, 建立模态分布表 ( 见表 1), 由该表可以掌握机床装配各环节的模态信息, 给出每个部件和结合面对整机动态特性的贡献量分析表 1 中, 原因为床身地脚约束引发的频率, 原因 B 为 Z 轴导向系统包括 Z 轴丝杠和导轨滑块引发的频率, 原因 C 为床身绕 Z 轴扭转刚度引发的频率, 原因 D 为床身绕 Y 轴的水平弯曲刚度图 3 有切削振纹和切削合格区域工件对比振时, 通常需要对机床进行全面检查才能找到故障原因现采用 B&K 振动测试系统实时采集机床主轴箱前端和刀架的振动加速度信号, 对采集信号进行快速傅里叶变换得到频域数据, 如图 4 所示 2 切削振动谱系强振动研究振动谱系指机床在切削加工时, 工件与刀具产生的振动信号频谱特征按照振动幅值, 结合振动烈度对加工的影响效果, 将振动谱系由低到高划分为微振动和强振动, 其中强振动主要为低速大切削量的切削试验中出现颤振现象, 影响机床的切削能力 ; 微振动主要为高速低切削量 ( 精密切削 ) 切削试验中出现的视觉波纹现象, 影响机床精密加工性能应分别对这两个振动谱系区域进行研究, 这里先进行强振动研究, 再作微振动研究 2.1 强振动故障诊断机床在出厂检验时要进行切削抗振试验, 材料为 45 号钢, 尺寸为 Φ 80 mm, 采用 5 mm 宽切槽刀以转速 500 r/min 进给 0.1 mm/r 深 5 mm 的加工参数进行加工, 以加工表面不出现颤振振纹为标准检验, 如图 3 所示当因装配或部件结构原因导致机床出现切削颤图 4 切削振纹时加速度频谱图分析频域数据发现, 此时振动峰值最大处为 107 Hz, 对照模态分布表查找, 发现该频率与机床整机模态频率 106 Hz 较为接近, 主要是由于 Z 轴丝杠和导轨滑块引发的频率调整 Z 轴传动系统丝杠预紧力并更换水平刚度更大的导轨滑块, 重新进行切削, 其频域数据如图 5 所示切削颤振现象消失, 满足出厂要求对比切削振纹加速度频谱与改进后切削平稳的加速度频谱, 发现改进后切削平稳时加速度频谱图中的 107 Hz 对应的幅值是出现振纹的四分之一证实了应用模态分布表的分析方法, 可以非常容易地找出影响切削振纹的特征峰值所对应的结构部位再进行有针对性地结构优化改进, 可以提高改表 1 整机模态分布表步骤频率 /Hz 1(0) (4) (6) 原因 B B C D CD B

第 6 期基于模态分布表的数控车床切削振动诊断分析 151 2.3 强振动小结分析图 5 切削平稳时加速度频谱图善整机系统的切削抗振性能, 该手段适用于工程振动故障诊断 2.

再次引起切削力的波动 ( 见图 6(c)), 又激发较强的工件与刀具之间的振动, 最后直至整个加工表面都有振纹 ( 见图 6(d)), 并使振动逐渐加强, 甚至导致机床无法正常切削这种由再生效应产生的 [6] 振动称为再生型颤振, 是一种典型的由于振动位移延时反馈所导致的动态失稳现象在粗加工槽重切的切削试验中, 通过一系列的振动测试, 对照模态分布表找出切削颤振频率 107 Hz

4 第 6 期基于模态分布表的数控车床切削振动诊断分析强振动小结分析图 5 切削平稳时加速度频谱图善整机系统的切削抗振性能, 该手段适用于工程振动故障诊断 2.2 切削颤振机理分析切削加工时, 由于某种原因可能在已加工表面上残留下的振纹, 在以后的加工过程中, 刀具总是完全重复或部分重复地切削到前一次切削过的表 [5] 面图 6 形象地解释了再生振动的产生过程当刀具与工件之间产生冲击 ( 见图 6(a)), 引起刀具与工件表面的振动, 使加工表面上留下振纹 ( 见图 6(b)) 当此振纹经受第二次切削时, 由于切削厚度发生变化, 再次引起切削力的波动 ( 见图 6(c)), 又激发较强的工件与刀具之间的振动, 最后直至整个加工表面都有振纹 ( 见图 6(d)), 并使振动逐渐加强, 甚至导致机床无法正常切削这种由再生效应产生的 [6] 振动称为再生型颤振, 是一种典型的由于振动位移延时反馈所导致的动态失稳现象在粗加工槽重切的切削试验中, 通过一系列的振动测试, 对照模态分布表找出切削颤振频率 107 Hz 所对应的薄弱环节, 其主要原因是 Z 轴传动系统动刚度薄弱, 具体是 Z 轴丝杠预紧力不合适和导轨滑块水平方向动刚度较低这里对切削颤振的产生机理做出阐述, 在切削系统中刀具与工件之间的传递路径是机床结构系统, 在交变切削力作用下, 传递路径中的薄弱环节被激发振动变形, 破坏了切削稳定性造成了颤振通过严格要求 Z 轴丝杠安装工艺及重新选择静动刚度更合适的导轨滑块, 提高了机床整机系统的抗振性 3 切削振动谱系微振动研究 3.1 微振动故障诊断机床在以转速 r/min 进给 0.1 mm/r 切深 0.1 mm 的加工参数进行高速低切削量的外圆精切试验时, 发现大部分机床切削工件表面正常, 见图 9(a), 而一部分机床试切工件表面出现视觉波纹, 见图 9(b), 主要表现为后者工件表面有明暗相间的条纹, 电镀后光暗相间条纹明显, 影响美观, 需进行控制 (a) 正常工件 (b) 有视觉波纹工件图 6 再生振动的产生过程机床切削过程中是否发生再生型颤振, 取决于切削过程和机床结构的动态特性, 以及它们之间的相互联系再生颤振的自振系统是由机床结构特性和切削过程动态特性组成的一个闭环系统 [7] 由于某种偶然原因, 产生一个交变切削力, 它作用在机床 - 刀具 - 工件组成的振动系统上, 导致机床结构的弹性变形而在工件与刀具之间产生相对位移这种振动位移通过切削过程的动态特性, 使瞬时切削厚度发生变化, 又产生交变切削力, 作用在机床结构系 [8] 统的薄弱环节上这样又进一步加强振动位移, 如此循环下去, 最后破坏了机床的正常切削综上, 提高机床结构系统中薄弱环节的动刚度, 可以有效地提升机床切削抗振性能图 7 有视觉波纹工件与正常工件对比两种工件进行粗糙度测试, 发现两工件粗糙度值 Ra 均在 1.0 μm 左右, 且相差很小分别对问题机床进行切削试验, 用 B&K 振动测试系统实时采集机床主轴箱前端和刀架的振动加速度信号, 对切削试验的振动加速度数据进行快速傅里叶变换, 如图 10 所示图 8 切削有视觉波纹时加速度频谱图分析频域数据发现, 主要振动峰值处频率为主轴转速基频 41.7 Hz 及其二倍频电机转速基频 62.6

5 152 噪声与振动控制第 36 卷 Hz 及其电机槽倍频, 但是这些特征频率所对应的幅值都在合理范围内, 无法判断故障原因采用对比试验的方法, 用多台套正常状态机床以相同切削参数进行切削试验, 记录振动信号并进行频域分析, 对比这些频域信号的特征差异发现正常切削机床也在这些基频及倍频等特征频率处有明显峰值, 且幅值相差不大进一步分析发现问题机床在 24.1 Hz 处有明显峰值, 峰值幅值约为正常机床的三至四倍, 初步判断机床切削过程出现视觉波纹的原因可能是 24.1 Hz 根据模态分布表查找, 发现该频率与机床整机模态频率 25.3 Hz 较为接近, 认定产生视觉波纹现象的主要原因是由于床身地脚约束不足产生的检查发现六个地脚约束状态不一致, 通过调整使床身整体达到良好的水平效果, 重新进行切削振动测试, 其频域图见图 9 所示图 9 切削正常时加速度频谱图发现 24.1 Hz( 即整机系统的 1 阶固有频率 ) 所对应的幅值有效地被抑制, 为原来幅值的三分之一左右, 成功减小视觉波纹现象, 解决了此类问题 3.2 理论分析验证根据机床切削系统特点, 将其简化为床身主轴和刀架三个集中质量模型, 床身与地面主轴与床身刀架与床身之间连接关系简化为弹簧阻尼系统, [9] 组成三自由度振动系统, 结构如图 10 所示图 10 中 M 1 分别表示三个质量块的质量,u 1 分别表示 M 1 的位移,k 1 k 2 k 3 分别表示质量块间以及质量块与地面之间的接触刚度,C 1 C 2 C 3 分别为系统结构各部件的黏性阻尼系数图 10 三自由度振动系统结构示意图根据图 10 所示系统结构, 各质量块的受力情况如图 11 所示图中,u u u 分别表示 M 1 的运动速度,u u u 分别表示质量块的加速度根据上图所示的各质量块的受力分析, 可联立得到系统的运动微分方程为 ì u 3 - u 1 - C 1 u í + C u + C u M 2 u = -k (1) 2 2( u 2 - u 1 ) - C 2 u 2 îm 3 u = -k 3 3( u 3 - u 1 ) - C 3 u 3 分别将式 (1) 中各等式左侧各式移到等式右侧, 经整理可得 ìm 1 u + C u - C u - C u ( k 1 + k 3 ) u 1 - k 2 u 2 - k 3 u 3 í M 2 u + C u - k u + k u (2) îm 3 u + C u - k u + k u 将式 (2) 以矩阵形式表示为 ém 1 ùéu 1 ê M ê ù éc 1 -C 2 -C 3 ùéu 1 ê 2 u 2 + ê C ê ù ê ê 2 u 2 + ê ë M 3 ûëu 3û ë C 3 ûëu 3û ék 1 + k 3 -k 2 -k 3 ùé ê -k ê 2 k 2 0 ê ù (3) u 1 u ê 2 = é 0ù ê0 ë -k 3 0 k 3 ûëu 3 û ë0 û 系统以固有频率振动, 系统结构产生共振,u 1 M 1 u = -k u + k ( u 2 - u 1 ) + k 3 ( ) u 2 应为同步运动, 即固有频率为 u 1 做同步运动的解在同步运动条件下,u 1 的比值与接触刚度 k 1 k 2 k 3 有关, 与时间无关即可将 u 1 u 3 的运动函数设为图 11 系统结构各部分受力分析图

6 第 6 期基于模态分布表的数控车床切削振动诊断分析 153 其中 e i( ωt - ϕ) ì u 1 = 1 e i( ωt - ϕ) íu 2 = 2 e i( ωt - ϕ) îu 3 = 3 e i( ) ωt - ϕ (4) 表示 u 1 随时间运动的函数为常数, 决定 u 1 的振动幅值大小的振幅因子达式将式 (4) 代入式 (3), 经整理后可以得到矩阵表 1 ék 11 K 12 K 13 ù é êk ê 21 K 22 K ê ù 23 ê 2 = é 0ù ê0 ëk 31 K 32 K 33 û ë 3 û ë0 û 矩阵表达式中 (5) K 11 = -M 1 ω 2 + iωc 1 + k 1 + k 3 K 12 = -iωc 2 - k 2 K 13 = -iωc 3 - k 3 K 21 = -k 2 (6) K 22 = -M 2 ω 2 + iωc 2 K 23 = K 32 K 31 = -k 3 K 33 = -M 3 ω 2 + iωc 3 + k 3 由式 (5) 可以得到 M 1 的振幅因子的关系表达式为 ìk K K 13 3 ík K 22 2 (7) îk K 33 3 由式 (6) 与式 (7) 可以得到振幅因子 2 3 之间的关系表达式可表示为 2 3 = k 2 k 3 iωc 3 + k 3 - M 3 ω2 iωc 2 - M 2 ω 2 (8) 由式 (8) 可以看出只有在一定的条件下才能使 2 = 3, 其他情况下 2 3 在一阶次振型中,M 2 和 M 3 虽然两者振动方向相同, 但是相对于 M 1 来说相对位移不相等, 这就造成两者之间存在一定的位移差 M 2 和 M 3 质量是不变的, 若要使 2 = 3, 则必须通过装配工艺使接触刚度及阻尼与其质量相匹配 [10] 3.3 微振动小结分析在精密车削的切削试验中, 通过一系列的振动测试, 对照模态分布表找出第一阶频率所对应的薄弱环节, 其主要原因是整机的边界条件安装工艺差异所造成这里对视觉波纹产生的机理做出解释,1 阶振型是机床整体前后摆动, 由于主轴系统与刀具系统和床身的连接刚度及阻尼不匹配, 在 1 阶振型时两者之间产生微小的相位差, 并通过理论计算加以验证说明通过严格地要求床身整体的调平工艺, 消除了精密车削中的视觉波纹现象 4 结语 (1) 通过跟踪测试机床装配过程, 建立机床的模态分布表, 获得主要部件和结合面对整机动态特性的贡献量, 可以根据固有频率与部件之间的关系寻找机床整机的薄弱环节 (2) 依照切削振动时振动幅度大小进行划分, 可以建立机床的切削振动谱系, 结合模态分布表和振动监测切削加工的手段, 可以找到振动谱系中的微强振动谱系故障原因参考文献 : [1] 黄强, 张根保, 张新玉. 对再生型切削颤振模型的试验分析 [J]. 振动工程学报,2008,21(6): [2] 于英华, 徐兴强, 徐平. 切削颤振的在线监测与控制研究现状分析 [J]. 振动与冲击,2007,26(1): [3] MOHMMD R. MOVHHEDY, PEIMN MOSD- DEGH. Prediction of chatter in high speed milling including gyroscopic effects[j]. International Journal of Machine Tools & Manufacture, 2006,46: [4] 赵峰, 周雪钢, 艾爽. 基于机床装配序列模态测试的绿色制造技术研究 [J]. 制造技术与机床,2012(12): [5] SUH C S. Characterisation and Identification of dynamic instability in milling operation[j]. Mechanical Systems and Signal Processing, 2002, 16(5): [6] 邱泉水, 苗鸿宾, 沈兴全. 电流变技术在抑制深孔切削颤振中的应用 [J]. 噪声与振动控制,2015,35(4): [7] DI GIL LEE, JUNG DO SUH. Design and manufacture of composite high speed machine tool structures[j]. Composites Science and Technology, 2004, 64: [8] TOH C K. Vibration analysis in high speed rough and finish milling hardened steel[j]. Journal of Sound and Vibration, 2004, 278: [9] 胡均平, 郑聪, 李科军. 精密机床的模糊 PID 主动隔振系统研究 [J]. 噪声与振动控制,2015,35(4): [10] KEIVN HMDI, HMID HMDIN. Modelling machine tool dynamics using a distributed parameter toolholder joint interface[j]. International Journal of Machine Tools & Manufacture, 2002, 47:

g 100mv /g 0. 5 ~ 5kHz 1 YSV8116 DASP 1 N 2. 2 [ M] { x } + [ C] { x } + [ K]{ x } = { f t } 1 M C K 3 M C K f t x t 1 [ H( ω )] = - ω 2

g 100mv /g 0. 5 ~ 5kHz 1 YSV8116 DASP 1 N 2. 2 [ M] { x } + [ C] { x } + [ K]{ x } = { f t } 1 M C K 3 M C K f t x t 1 [ H( ω )] = - ω 2 10 2016 10 No. 10 Modular Machine Tool & Automatic Manufacturing Technique Oct. 2016 1001-2265 2016 10-0012 - 05 DOI 10. 13462 /j. cnki. mmtamt. 2016. 10. 004 * 116024 MIMO TH166 TG502 A Dynamic Performance