JP2017129108A - ポンプ運転パターン制御方法およびポンプ装置 - Google Patents

Abstract

【課題】ポンプ装置が省エネルギー運転となるように制御するポンプ運転パターン制御方法を提供する。【解決手段】本発明のポンプ運転パターン制御方法では、並列で運転される運転ポンプの容量が同一か異なるかによらず、ポンプ運転パターンを、ポンプ運転パターンＰｉからポンプ運転パターンＰｈに、またはポンプ運転パターンＰｌに切り替える際に、運転ポンプの吐出流量および回転速度から、ポンプ運転パターンＰｉの運転ポンプのポンプ効率と、ポンプ運転パターンＰｈ、またはポンプ運転パターンＰｌの運転ポンプのポンプ効率を算出する。さらに、算出されたポンプ効率から、ポンプ運転パターンＰｉの運転ポンプの総軸動力と、ポンプ運転パターンＰｈまたはポンプ運転パターンＰｌの運転ポンプの総軸動力を算出し、運転ポンプの総軸動力が低い方のポンプ運転パターンを決定する。【選択図】図１

Description

本発明は、複数のポンプが並列で運転されるポンプ装置のポンプ運転パターン制御方法に関し、特に、省エネルギー運転を実現することができるポンプ運転パターン制御方法に関する。また、本発明は、このようなポンプ運転パターン制御方法を行うポンプ装置に関する。

従来から、上水道における取水ポンプ装置、送・配水ポンプ装置、給水ポンプ装置、農業用の灌漑ポンプ装置、揚水ポンプ装置、河川利水用揚水ポンプ装置、石油パイプラインポンプ装置、排水ポンプ装置などのポンプ装置が知られている。このようなポンプ装置では、圧力や流量をスムーズにコントロールするために複数のポンプが並列に配置されることがある。

複数のポンプを並列に配置するポンプ装置の場合、動力制御設備の簡素化、および設備費の低減のために、可変速機能等の調節制御機能を一部のポンプのみに装備させ、残りのポンプは、調節制御機能を装備しない固定速のポンプとすることがある。さらに、夜間等の小水量運転や保圧運転に備えるため、容量の異なるポンプ（例えば、大容量のポンプと小容量のポンプ）を組み合わせることがある。あるいは、ポンプの設置時期の違いや、ポンプ系統別にポンプを効率的に運用するために、ポンプ性能（例えば、全揚程および容量など）の異なる複数のポンプを並列に配置する場合もある。そして、複数のポンプを並列に配置するポンプ装置では、給水場所で必要とされる揚程および／または流量に応じて、運転ポンプの組み合わせパターン（以下、ポンプ運転パターンと言う）を切り替えるポンプ運転パターン制御が行われる。なお、本明細書における「運転ポンプ」とは、ポンプ運転パターンによって選択された、実際に運転されるポンプを意味する。

従来のポンプ運転パターン制御では、ポンプ運転パターンを切り替えるトリガー（きっかけ）となる設定流量値が固定されている。すなわち、ポンプ装置の吐出し側で要求される水の流量が、設定流量値を越えた場合、または設定流量値より減った場合に、ポンプ運転パターンを切り替えていた。

特開２０１０−２７６００６号公報 特開２０１２−１５４５４４号公報 特開２０１０−２１６２８８号公報 特許第４３２９４３５号公報 特許第５６３８５０２号公報

固定された設定流量値に基づいてポンプ運転パターンを切り替える場合、ポンプ装置の吐出流量が設定流量値よりも増加または減少すると、切り替える前のポンプ運転パターンでポンプ装置が運転可能であっても、ポンプ運転パターンを切り替えてしまう。例えば、運転ポンプの台数が１台であるポンプ運転パターンの場合に、運転ポンプの台数が２台であるポンプ運転パターンに切り替える設定流量値まで吐出流量が増加すると、運転ポンプの台数が１台であるポンプ運転パターンで運転が可能であっても、自動的に運転ポンプの台数が２台であるポンプ運転パターンに切り替えてしまう。あるいは、運転ポンプの台数が２台であるポンプ運転パターンの場合に、運転ポンプの台数が１台であるポンプ運転パターンに切り替える設定流量値まで吐出流量が減少すると、運転ポンプの台数が２台であるポンプ運転パターンで運転が可能であっても、自動的に運転ポンプの台数が１台であるポンプ運転パターンに切り替えてしまう。

この場合、運転ポンプの台数が２台であるポンプ運転パターンに比べて、運転ポンプの台数が１台であるポンプ運転パターンの方が運転ポンプの総軸動力が大きくなり、省エネルギーの観点から好ましくない場合がある。すなわち、ポンプ運転パターンの切り替えを固定された設定流量値に基づいて行うと、切り替え前のポンプ運転パターンでポンプ装置を運転したほうが省エネルギーであるにも拘わらず、ポンプ運転パターンを切り替えてしまうことがあった。

また、全揚程が異なる複数のポンプが並列に配置されたポンプ装置の場合、これらポンプ間での吐出流量の平衡が崩れ、その結果、全揚程が小さいポンプが締切運転となるか、極端な場合には、全揚程が小さいポンプに逆流が生じることがある。あるいは、全揚程が大きいポンプの吐出流量が過大になる場合もある。この場合、キャビテーション、過負荷、騒音、振動、温度上昇、または効率低下などのポンプ異常が発生し、ポンプ故障が発生するおそれがある。ポンプ故障は、ポンプ装置の非常停止につながり、ポンプ装置の運用が不可能になる。

本発明は、上述した従来の問題点に鑑みてなされたもので、ポンプ異常を生じさせずに、運転ポンプの総軸動力が極力小さくなるようにポンプ運転パターンを切り替えることができるポンプ運転パターン制御方法を提供することを目的とする。さらに、本発明は、このようなポンプ運転パターン制御方法を行うポンプ装置を提供することを目的とする。

上述した課題を解決するための本発明の一態様は、並列に配置された複数のポンプを有するポンプ装置で、運転ポンプの組み合わせであるポンプ運転パターンを、前記ポンプ装置の総吐出流量が増加したときにポンプ運転パターンＰｉからポンプ運転パターンＰｈに、または前記ポンプ装置の総吐出流量が減少したときにポンプ運転パターンＰｉからポンプ運転パターンＰｌに切り替えるポンプ運転パターン制御方法であって、前記ポンプ運転パターンを切り替える前後の前記総吐出流量および前記ポンプ運転パターンで選択された運転ポンプの回転速度が、前記ポンプ運転パターンが切り替え可能である領域内にあることを確認し、各運転ポンプの吐出流量および回転速度から、ポンプ運転パターンＰｉで運転したときの各運転ポンプのポンプ効率と、ポンプ運転パターンＰｈで運転したときの各運転ポンプのポンプ効率またはポンプ運転パターンＰｌで運転したときの各運転ポンプのポンプ効率を算出し、前記算出された各運転ポンプのポンプ効率から、ポンプ運転パターンＰｉで運転したときの各運転ポンプの軸動力と、ポンプ運転パターンＰｈで運転したときの各運転ポンプの軸動力またはポンプ運転パターンＰｌで運転したときの各運転ポンプの軸動力をそれぞれ算出し、算出された各運転ポンプの軸動力を合算して、ポンプ運転パターンＰｉで運転したときの総軸動力と、ポンプ運転パターンＰｈで運転したときの総軸動力またはポンプ運転パターンＰｌで運転したときの総軸動力を算出し、ポンプ運転パターンＰｉで運転したときの総軸動力と、ポンプ運転パターンＰｈで運転したときの総軸動力またはポンプ運転パターンＰｌで運転したときの総軸動力とを比較して、総軸動力が低い方のポンプ運転パターンを決定することを特徴とするポンプ運転パターン制御方法である。
ここで、ポンプ運転パターンＰｉからポンプ運転パターンＰｈまたはポンプ運転パターンＰｌへの切替は、運転ポンプの台数の増減だけでなく、運転ポンプの容量の変更も含む。ポンプ運転パターンＰｉからポンプ運転パターンＰｈへの切替は、ポンプ装置の総吐出流量が増加している場合に行われ、ポンプ運転パターンＰｉからポンプ運転パターンＰｌへの切替は、ポンプ装置の総吐出流量が減少している場合に行われる。

本発明の好ましい態様は、前記ポンプ運転パターンＰｌで運転されるときの総軸動力を算出する際には、算出された総軸動力から所定の設定値を減算し、減算された総軸動力を前記ポンプ運転パターンＰｌで運転されるときの総軸動力とすることを特徴とする。
本発明の好ましい態様は、複数の運転ポンプが運転されるポンプ運転パターンの場合に、前記運転ポンプは、各運転ポンプの吐出圧力を同一にするための回転速度制御ルールにしたがって運転されることを特徴とする。
本発明の好ましい態様は、前記運転ポンプが同一容量を有する場合には、前記運転ポンプの回転速度を揃える揃速制御を行い、ポンプ運転パターンＰｉで運転したときの総軸動力と、ポンプ運転パターンＰｈで運転したときの総軸動力またはポンプ運転パターンＰｌで運転したときの総軸動力とを算出せずに、前記運転ポンプの１台あたりのポンプ効率を比較して、前記ポンプ効率が高くなる運転ポンプが選択されるポンプ運転パターンを決定することを特徴とする。

本発明の好ましい態様は、タイマーで設定された遅延時間だけ遅れて、ポンプ運転パターンをポンプ運転パターンＰｉからポンプ運転パターンＰｈに、またはポンプ運転パターンＰｌに切り替えるか否かを決定することを特徴とする。
本発明の好ましい態様は、前記ポンプ運転パターンを切り替える前後の前記総吐出流量および前記ポンプ運転パターンで選択された運転ポンプの回転速度が、前記ポンプ運転パターンを切り替え可能な領域内にあることを監視しながら制御することを特徴とする。

本発明の好ましい態様は、前記複数のポンプに優先順位を設定し、優先順位の高いポンプが含まれる前記ポンプ運転パターンを優先的に選択することを特徴とする。
本発明の好ましい態様は、ポンプ設置後もしくは更新後の経過年数の長・短に基づいて、前記複数のポンプの優先順位が設定されることを特徴とする。
本発明の好ましい態様は、ポンプ容量の大・小、ポンプ形式、または比速度に基づいて、前記複数のポンプの優先順位が設定されることを特徴とする。
本発明の好ましい態様は、運転回数・頻度または運転時間に基づいて、前記複数のポンプの優先順位が設定されることを特徴とする。
本発明の好ましい態様は、故障発生回数・頻度に基づいて、前記複数のポンプの優先順位が設定されることを特徴とする。

本発明の他の態様は、並列に配置される複数のポンプを有するポンプ装置であって、前記複数のポンプの共通吐出管の圧力を計測する圧力計と、前記複数のポンプの総吐出流量を計測する流量計と、前記ポンプの回転速度を計測する回転速度計と、前記複数のポンプから選択される運転ポンプの組み合わせであるポンプ運転パターンと、前記運転ポンプの回転速度を制御するコントローラと、を備え、前記コントローラは、前記ポンプ装置の総吐出流量が増加しているか、または減少しているかを判断する流量判断部と、前記ポンプ運転パターンを切り替える前後の前記総吐出流量および前記ポンプ運転パターンで選択された運転ポンプの回転速度が、前記ポンプ運転パターンが切り替え可能である領域内にあることを確認する領域決定部と、各運転ポンプの吐出流量および回転速度から、ポンプ運転パターンＰｉで運転したときの各運転ポンプのポンプ効率と、ポンプ運転パターンＰｈで運転したときの各運転ポンプのポンプ効率またはポンプ運転パターンＰｌで運転したときの各運転ポンプのポンプ効率を算出し、前記算出された各運転ポンプのポンプ効率から、ポンプ運転パターンＰｉで運転したときの各運転ポンプの軸動力と、ポンプ運転パターンＰｈで運転したときの各運転ポンプの軸動力またはポンプ運転パターンＰｌで運転したときの各運転ポンプの軸動力をそれぞれ算出し、算出された各運転ポンプの軸動力を合算して、ポンプ運転パターンＰｉで運転したときの総軸動力と、ポンプ運転パターンＰｈで運転したときの総軸動力またはポンプ運転パターンＰｌで運転したときの総軸動力を算出し、ポンプ運転パターンＰｉで運転したときの総軸動力と、ポンプ運転パターンＰｈで運転したときの総軸動力またはポンプ運転パターンＰｌで運転したときの総軸動力とを比較して、総軸動力が低い方のポンプ運転パターンを決定するポンプ運転パターン決定部と、を有することを特徴とするポンプ装置である。

本発明の好ましい態様は、前記コントローラは、前記運転ポンプが同一容量を有する場合には、前記運転ポンプの回転速度を揃える揃速制御を行い、ポンプ運転パターンＰｉで運転したときの総軸動力と、ポンプ運転パターンＰｈで運転したときの総軸動力またはポンプ運転パターンＰｌで運転したときの総軸動力とを算出をせずに、前記運転ポンプの１台あたりのポンプ効率を比較して、前記ポンプ効率が高くなる運転ポンプが選択されるポンプ運転パターンを決定することを特徴とする。

本発明によれば、ポンプ運転パターンを切り替えるか否かを判断する際に、総軸動力が低くなる方のポンプ運転パターンが決定される。したがって、ポンプ装置を省エネルギー化することができる。また、決定されたポンプ運転パターンの運転ポンプは、必ず（ポンプ運転パターンＰｉからポンプ運転パターンＰｌに切り替えときのハンチング防止分（−ΔＬ）を除く）軸動力が低くなるポンプである。したがって、ポンプにかかる負荷が小さいので、ポンプの軸受などの消耗部品にかかる負荷を低減することができ、その結果、ポンプの長寿命化を図ることができる。さらに、ポンプ運転パターンを切り替える前後の総吐出流量および運転ポンプの回転速度が、ポンプ運転パターンが切り替え可能である領域内にあることを確認しているので、キャビテーション、過負荷、騒音、振動、温度上昇、または効率低下などのポンプ異常が運転ポンプに発生することを防止することができる。

本発明の一実施形態に係るポンプ装置の系統図である。 図１に示した実施形態に係るポンプ装置の運転特性曲線図（Ｑ−Ｈ線図）である。 回転速度制御ルールを説明するためのグラフの一例である。 回転速度制御ルールを説明するためのグラフの他の例である。 領域決定部に内蔵されている流量−回転速度グラフの一例である。 図５に示される流量−回転速度グラフの分解図である。 図５に示される流量−回転速度グラフの分解図である。 図５に示される流量−回転速度グラフの分解図である。 図５に示される流量−回転速度グラフの分解図である。 図５に示される流量−回転速度グラフの分解図である。 図５に示される流量−回転速度グラフの分解図である。 図５に示される流量−回転速度グラフの分解図である。 図５に示される流量−回転速度グラフの分解図である。 図５に示される流量−回転速度グラフの分解図である。 図５に示される流量−回転速度グラフの分解図である。 図５に示される流量−回転速度グラフの分解図である。 ポンプ運転パターン切り替え直前の運転特性曲線図（Ｑ−Ｈ線図）の一例である。 ポンプ運転パターン切り替え直後の運転特性曲線図（Ｑ−Ｈ線図）の一例である。 ポンプ運転パターンで選択される運転ポンプのポンプ効率を示したグラフの一例である。 運転ポンプが回転速度Ｒ％で運転される運転点Ｂから運転ポンプが回転速度１００％で運転される運転点Ｃを換算するときの運転特性曲線図（Ｑ−Ｈ線図）である。 ポンプ運転パターン切り替え直前の運転特性曲線図（Ｑ−Ｈ線図）の他の例である。 ポンプ運転パターン切り替え直後の運転特性曲線図（Ｑ−Ｈ線図）の他の例である。 運転ポンプが回転速度Ｒ％で運転される運転点Ｄから運転ポンプが回転速度１００％で運転される運転点Ｅを換算するときの運転特性曲線図（Ｑ−Ｈ線図）である。 実際の運転点ＦからΔＱだけ減算された運転点Ｆ’が示される運転特性曲線図（Ｑ−Ｈ線図）である。 ポンプに優先順位が設けられている場合に、ポンプ運転パターンが切り替わる複数の運転点が示された運転特性曲線図（Ｑ−Ｈ線図）の一例である。 図２５に示した運転点ａ，ｃ，ｆでポンプ運転パターンが切り替えられる場合に、ポンプ運転パターンで選択される運転ポンプを示す模式図である。 図２５に示した運転点ｃ，ｆでポンプ運転パターンが切り替えられる場合に、ポンプ運転パターンで選択される運転ポンプを示す模式図である。 図２５に示した運転点ｄ，ｅでポンプ運転パターンが切り替えられる場合に、ポンプ運転パターンで選択される運転ポンプを示す模式図である。

以下、図面を参照して、本発明の実施形態について説明する。
図１は、本発明の一実施形態に係るポンプ装置の系統図である。図１に示されるように、ポンプ装置は、吸込水槽１に連通し、当該吸込水槽１内の水を給水場所３（例えば、給水管網）へ移送するポンプ２を備える。本実施形態では、ポンプ２は本来複数（例えば、３台）並列に配置されているが、図が煩雑になるので１系列のみ示す。これら複数のポンプ２は、同一のポンプ性能（例えば、全揚程および容量など）を有するポンプ２から構成されてもよいし、異なるポンプ性能を有するポンプ２から構成されてもよい。これらポンプ２は、各ポンプが有するポンプ性能に応じた流量で運転される。すなわち、これらポンプ２は、各ポンプ性能に応じた回転速度で運転される。運転ポンプの組み合わせであるポンプ運転パターンは、後述するように、給水場所３へ移送する水の流量、ポンプ効率、揚程などを用いて算出される軸動力の合計に基づいて変更される。

本明細書において、「運転ポンプ」は、ポンプ運転パターンで選択された、実際に運転されるポンプ２のことをいう。例えば、ポンプ性能ｘ１のポンプ２と、ポンプ性能ｘ２のポンプ２と、ポンプ性能ｘ３のポンプ２が並列に配置されているポンプ装置で、ポンプ運転パターンで選択された、実際に運転されるポンプがポンプ性能ｘ１のポンプ２の場合、運転ポンプは、ポンプ性能ｘ１のポンプ２である。ポンプ運転パターンで選択された、実際に運転されるポンプがポンプ性能ｘ２のポンプ２と、ポンプ性能ｘ３のポンプ２の場合、運転ポンプは、ポンプ性能ｘ２のポンプ２と、ポンプ性能ｘ３のポンプ２である。なお、ポンプ装置は、異なるポンプ性能のポンプ２を１台ずつ有するとは限らない。例えば、３台のポンプ２が並列に配置されたポンプ装置は、ポンプ性能ｘ１の２台のポンプ２と、ポンプ性能ｘ２の１台のポンプ２を有していてもよい。さらに、本明細書において、ポンプ運転パターンの切替は、運転ポンプの変更だけでなく、運転ポンプの台数の変更も含む。例えば、ポンプ運転パターンの切替は、運転ポンプがポンプ性能ｘ１のポンプ２からポンプ性能ｘ２のポンプ２に変更される場合だけでなく、運転ポンプがポンプ性能ｘ１のポンプ２から、ポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ２のポンプ２に変更される場合も含む。

図１に示されるように、ポンプ２の吸込口には、吸込水槽１と連通する一本の吸込配管５から分岐された複数本（例えば、３本）の分岐吸込配管５’がそれぞれ接続される。ポンプ２の吐出口には、分岐吐出配管６’がそれぞれ接続され、複数本（例えば、３本）の分岐吐出配管６’は、１本の吐出配管６に集合する。この吐出管６は、複数のポンプ２の共通吐出管である。ポンプ２は、吸込水槽１から吸込配管５および分岐吸込配管５’を介して吸い込んだ水を、分岐吐出配管６’および吐出配管（共通吐出管）６を介して給水場所３に移送する。

分岐吸込配管５’には、それぞれ、保守・点検時などに使用される止水弁１１が配置される。分岐吐出配管６’には、それぞれ、逆止弁７およびポンプ吐出弁１２が配置される。逆止弁７は、ポンプ２が停止したときの水の逆流を防止するために設けられる。ポンプ吐出弁１２は、モータ駆動の電動弁として構成される。ポンプ吐出弁１２の下流側には、保守・点検時などに使用される止水弁１３が配置される。さらに、複数のポンプ２の共通吐出配管である吐出配管６には、ポンプ装置の吐出圧力を計測する圧力計１７と、ポンプ装置の総吐出流量を計測する流量計１８とが配置される。

ポンプ２には、該ポンプ２を駆動するためのモータ１５が連結されている。モータ１５には、モータ１５の回転速度を検知する回転速度計１９と回転速度を増減するための速度制御装置１６が接続される。速度制御装置１６には、速度制御装置１６を制御するためのコントローラ２０が配線（図示せず）により接続され、コントローラ２０からの指令を受けた速度制御装置１６によりモータ１５の回転速度が決められる。このコントローラ２０には、配線（図示せず）により圧力計１７および流量計１８が接続され、圧力計１７および流量計１８で取得された計測値がコントローラ２０に送られる。速度制御装置１６とコントローラ２０とは、配線により接続されているが、図が煩雑となるため配線の図示を省略している。同様に、圧力計１７および流量計１８とコントローラ２０とは、配線により接続されているが、図が煩雑となるため配線の図示を省略している。なお、コントローラ２０は、後述するポンプ運転パターン制御も行う。

図２は、図１に示した実施形態に係るポンプ装置の運転特性曲線図（Ｑ−Ｈ線図）である。図２において、横軸はポンプ装置の総吐出流量（すなわち、流量計１８が計測する流量）を表し、縦軸はポンプ装置の吐出圧力（または揚程、すなわち圧力計１７が計測する圧力）を表す。曲線Ｎ_x1 ，Ｎ_x2 ，Ｎ_x1+x2 ，Ｎ_x3 ，Ｎ_x2+x3は、ポンプ２の運転特性を、回転速度をパラメータとして示している。すなわち、曲線Ｎ_x1は、ポンプ性能ｘ１のポンプ２が１台で運転されるときの運転特性を表し、曲線Ｎ_x2は、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が１台で運転されるときの運転特性を表し、曲線Ｎ_x3は、ポンプ性能ｘ３のポンプ２が１台で運転されるときの運転特性を表している。曲線Ｎ_x1+x2は、ポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ２のポンプ２が並列に運転されるときの運転特性を表し、曲線Ｎ_x2+x3は、ポンプ性能ｘ２のポンプ２とポンプ性能ｘ３のポンプ２が並列に運転されるときの運転特性を表している。なお、図が煩雑となるため、ポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ３のポンプ２が並列に運転されるときの運転特性を表す曲線Ｎ_x1＋x3の図示は、省略されている。管路抵抗曲線Ｒは、ポンプ２から給水末端までの水の流量に応じて変わる管路抵抗である。推定末端圧力一定制御においては、コントローラ２０は、管路抵抗曲線Ｒで示される管路抵抗を考慮して、ポンプ運転パターンと、このポンプ運転パターンで選択されたポンプ２（すなわち、運転ポンプ）の回転速度を制御する。すなわち、ポンプ２の吐出圧力が管路抵抗曲線Ｒに沿って変化するように圧力計１７で得られた測定値に基づいて、ポンプ運転パターンと、このポンプ運転パターンで選択された運転ポンプの回転速度が、コントローラ２０により制御される。

図２に示されるように、ポンプ装置から吐出される水の流量は、ポンプ運転パターンで選択された運転ポンプの台数と、運転ポンプの容量および回転速度とによって変わる。一般に、容量の小さいポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンが、容量の大きいポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンに切り替わると、ポンプ装置の吐出流量は増大する。逆に、容量の大きいポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンが、容量の小さいポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンに切り替わると、ポンプ装置の吐出流量は減少する。さらに、運転ポンプの台数が少ないポンプ運転パターンが、運転ポンプの台数が多いポンプ運転パターンに切り替わると、ポンプ装置の吐出流量は増大し、運転ポンプの台数が多いポンプ運転パターンが運転ポンプの台数が少ないポンプ運転パターンに切り替わると、ポンプ装置の吐出流量は減少する。従来は、ポンプ装置の吐出流量が所定の設定流量値より増加または減少したときに、ポンプ運転パターンを切り替えて、運転ポンプの台数および／または容量を増減させていた。

例えば、図２において、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転されるポンプ運転パターンのときに吐出流量が増加していき、設定流量値である６０ｍ³／ｍｉｎ（図２の運転点Ａ）を越えた時点で、ポンプ性能ｘ２よりも大きな容量を有するポンプ性能ｘ３のポンプ２が運転されるポンプ運転パターンに切り替えていた。あるいは、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転されるポンプ運転パターンを、ポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ２のポンプ２が並列で運転されるポンプ運転パターンに切り替えていた。この場合、吐出流量が、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転ポンプであるポンプ運転パターンで達成可能な流量範囲内にあるにも拘わらず、ポンプ運転パターンは自動的に切り替わってしまい、ポンプ運転パターンを切り替える前後でどちらのポンプ運転パターン方が省エネルギー運転になるかは検討されていなかった。本発明の実施形態では、ポンプ運転パターンを切り替えるべきか否かをポンプ装置の消費エネルギーの観点から判断し、より省エネルギーであるポンプ運転パターンを決定する。以下に、このポンプ運転パターン制御方法について説明する。

図１に示すように、コントローラ２０は、流量計１８が計測する流量値を監視しており、この流量値が増加しているか、または減少しているかを判断する流量判断部２１を有している。さらに、コントローラ２０は、ポンプ運転パターン決定部２２を有している。ポンプ運転パターン決定部２２は、流量判断部２１が流量が増加していると判断した場合は、ポンプ装置のポンプ運転パターンを切り替えるか否かを決定する。すなわち、ポンプ運転パターン決定部２２は、運転ポンプの台数を増加させるか否か、あるいは運転ポンプをポンプ容量が小さいポンプ２から大きいポンプ２に切り替えるか否かを決定する。同様に、ポンプ運転パターン決定部２２は、流量判断部２１が流量が減少していると判断した場合は、ポンプ運転パターンを切り替えるか否かを決定する。すなわち、ポンプ運転パターン決定部２２は、運転ポンプの台数を減少させるか否か、あるいは運転ポンプをポンプ容量が大きいポンプ２から小さいポンプ２に切り替えるか否かを決定する。

ポンプ運転パターン決定部２２は、回転速度制御ルール設定部２３、領域決定部２４、および優先順位決定部２５を有している。なお、以下では、ポンプ運転パターン決定部２２がポンプ運転パターン制御ロジックプログラムを有し、このポンプ運転パターン制御ロジックプログラムに基づいて、ポンプ運転パターンを決定する実施形態が説明される。ポンプ運転パターン制御ロジックプログラムは、ポンプ運転パターンを決定するプログラムの総称であり、ポンプ運転パターン決定部２２に格納されている。

ポンプ運転パターン制御ロジックプログラムは、回転速度制御ルール設定部２３によって設定される回転速度制御ルールを含んでいる。回転速度制御ルールは、複数のポンプ２が並列に運転されるポンプ運転パターンの場合に、各ポンプ２の吐出圧力を同一にするためのルールである。複数のポンプ２が並列で運転されるときは、各ポンプ２の吐出圧力を同一にする必要がある。例えば、全揚程が異なる運転ポンプが並列で運転されるポンプ運転パターンの場合に、各運転ポンプの吐出圧力が異なると、これら運転ポンプ間での吐出流量の平衡が崩れ、その結果、全揚程が小さい運転ポンプが締切運転となるか、極端な場合には、全揚程が小さい運転ポンプに逆流が生じることがある。あるいは、全揚程が大きい運転ポンプの吐出流量が過大になる場合もある。この問題を防ぐために、回転速度制御ルール設定部２３は、各運転ポンプの吐出圧力を同一にするための回転速度制御ルールを設定する。ポンプ運転パターン制御ロジックプログラムは、この回転速度制御ルールに基づいて、各運転ポンプの回転速度を制御する。

回転速度制御ルールは、例えば、全揚程の小さいポンプ２の回転速度に対して、全揚程の大きいポンプ２の回転速度を、全揚程の小さいポンプ２の全揚程相当の換算回転速度に抑えながら、全揚程の小さいポンプ２および全揚程の大きいポンプ２の可変速並列運転を行うルールである。以下の説明では、全揚程の小さいポンプ２を、小ポンプ２と称することがあり、全揚程の大きいポンプ２を、大ポンプ２と称することがある。このような回転速度制御ルールによれば、小ポンプ２と大ポンプ２とが並列で運転される場合に、大ポンプ２の回転速度は、小ポンプ２の回転速度に対して所定の比率で換算される（比率制御）。

図３は、回転速度制御ルールを説明するためのグラフの一例であり、図４は、回転速度制御ルールを説明するためのグラフの他の例である。図３の上段のグラフは、ポンプ性能ｘ１のポンプ２の運転特性を表す曲線Ｎ_x1と、ポンプ性能ｘ２のポンプ２の運転特性を表す曲線Ｎ_x2と、ポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ２のポンプ２とが並列運転されるときの運転特性を表す曲線Ｎ_x1＋x2とを示している。図３に示されるように、ポンプ性能ｘ２のポンプ２の全揚程Ｈ_x2は、ポンプ性能ｘ１のポンプ２の全揚程Ｈ_x1よりも大きいので、ポンプ性能ｘ１のポンプ２が小ポンプ２であり、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が大ポンプ２である。図３の下段のグラフは、小ポンプ２と大ポンプ２が並列で運転されるときに、小ポンプ２の回転速度に対して所定の比率で換算された大ポンプ２の回転速度を示すグラフである。

同様に、図４の上段のグラフは、ポンプ性能ｘ２のポンプ２の運転特性を表す曲線Ｎ_x2と、ポンプ性能ｘ３のポンプ２の運転特性を表す曲線Ｎ_x3と、ポンプ性能ｘ２のポンプ２とポンプ性能ｘ３のポンプ２とが並列運転されるときの運転特性を表す曲線Ｎ_x2＋x3とを示している。図４に示されるように、ポンプ性能ｘ３のポンプ２の全揚程Ｈ_x3は、ポンプ性能ｘ２のポンプ２の全揚程Ｈ_x2よりも大きいので、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が小ポンプ２であり、ポンプ性能ｘ３のポンプ２が大ポンプ２である。図３の下段のグラフは、小ポンプ２と大ポンプ２が並列で運転されるときに、小ポンプ２の回転速度に対して所定の比率で換算された大ポンプ２の回転速度を示すグラフである。

図３および図４に示される回転速度制御ルールの例では、小ポンプ２と大ポンプ２とが並列で運転される場合に、大ポンプ２の回転速度は、小ポンプ２の回転速度に対して所定の比率で換算される。この所定の比率は、大ポンプ２の締切全揚程に対する小ポンプ２の締切全揚程の比率をＸとしたときに、Ｘ^1／2である。締切全揚程の比Ｘは、回転速度の比の２乗に比例するので、回転速度の比は、締切全揚程の比Ｘの１／２乗に比例する。したがって、以下の式（１）を定義することができる。
（Ｎ₂／Ｎ₁）＝（Ｈ₁／Ｈ₂）^1／2＝Ｘ^1／2 ・・・（１）
ここで、Ｈ₁は小ポンプ２の締切全揚程であり、Ｈ₂は大ポンプ２の締切全揚程であり、Ｎ₁は小ポンプ２の回転速度であり、Ｎ₂は大ポンプ２の回転速度である。

図３に示される例では、小ポンプ２の締切全揚程Ｈ₁は、６０（＝９０−３０）であり、大ポンプ２の締切全揚程Ｈ₂は、７０（＝１００−３０）であるため、所定の比率Ｘ^1／2は、以下の式（２）に示すように、０．９３である。
（Ｈ₁／Ｈ₂）^1／2＝（６０／７０）^1／2＝０．９３ ・・・（２）
したがって、図３に示される回転速度制御ルールでは、例えば、小ポンプ２の回転速度が１００％のときに、この小ポンプ２と並列に運転される大ポンプ２の回転速度は９３％（＝１００×０．９３）である。

一方で、低揚程領域では、一般的に、小ポンプ２の制御可能範囲は、大ポンプ２の制御可能範囲よりも下側に存在する領域を有する。したがって、低揚程領域における小ポンプ２の回転速度は、回転速度制御ルール設定部２３によって設定された回転速度制御ルールによって制限する必要がある。例えば、図３に示した例の低揚程領域では、大ポンプ２が制御可能な最低回転速度が６０％であるため、回転速度制御ルールによって、小ポンプ２の最低回転速度は６５％（＝Ｎ₂／Ｘ^1／2＝６０／０．９３）に制限される。

図４に示した例も、小ポンプ２（ポンプ性能ｘ２のポンプ２）の締切全揚程Ｈ₁は、６０（＝９０−３０）であり、大ポンプ２（ポンプ性能ｘ３のポンプ２）の締切全揚程Ｈ₂は、７０（＝１００−３０）であるため、所定の比率Ｘ^1／2は、式（２）に示すように、０．９３である。なお、図２に示される運転特性曲線図は、図３および図４を用いて説明された回転速度制御ルールに基づいて作成された運転特性曲線図である。すなわち、図２に示される曲線Ｎ_x1＋x2では、ポンプ性能ｘ２のポンプ２は、ポンプ性能ｘ１のポンプ２の回転速度に所定の比率Ｘ^1／2（本実施形態では、０．９３）を乗算することによって得られた回転速度で運転され、曲線Ｎ_x2＋x3では、ポンプ性能ｘ３のポンプ２は、ポンプ性能ｘ２のポンプ２の回転速度に所定の比率Ｘ^1／2を（本実施形態では、０．９３）乗算することによって得られた回転速度で運転される。

図１に示すように、ポンプ運転パターン決定部２２は、領域決定部２４を有している。ポンプ運転パターン決定部２２がポンプ運転パターンを切り替えるか否かを決定する前に、領域決定部２４は、切り替え前のポンプの運転パターン、及びいくつかある切り替え後のポンプ運転パターンにおけるポンプ装置の総吐出流量および運転ポンプの回転速度がポンプ運転パターンを切り替え可能な領域内にあるか否かを決定する。この領域決定部２４を設けたことにより、運転ポンプがキャビテーション発生領域や過負荷領域、締切運転など、異常な状態で運転されることが防止される。

図５は、領域決定部２４に記憶されている流量−回転速度グラフの一例である。図５では、ポンプ装置の総吐出流量およびポンプ運転パターンで選択された運転ポンプの回転速度が、ポンプ運転パターンが切り替え可能な領域内にあるか否かを決定するための境界線が描かれている。図５において、横軸はポンプ装置の総吐出流量［ｍ³／ｍｉｎ］であり、縦軸はポンプ２の回転速度［％］である。

さらに、図６乃至図１６は、図５に示される流量−回転速度グラフの分解図である。より具体的には、図６は、ポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ２のポンプ２の流量−回転速度グラフであり、図７は、ポンプ性能ｘ１のポンプ２と、ポンプ性能ｘ２のポンプ２と、ポンプ性能ｘ１のポンプ２およびポンプ性能ｘ２のポンプ２が並列に運転されるときのポンプ性能ｘ１のポンプ２と、ポンプ性能ｘ１のポンプ２およびポンプ性能ｘ２のポンプ２が並列に運転されるときのポンプ性能ｘ２のポンプ２の流量−回転速度グラフである。図８は、図７に示される流量―回転速度グラフにおいて、ポンプ性能ｘ１のポンプ２およびポンプ性能ｘ２のポンプ２が並列に運転されるときに、ポンプ性能ｘ１のポンプ２が運転可能な領域にハッチングを付した図であり、図９は、図７に示される流量―回転速度グラフにおいて、ポンプ性能ｘ１のポンプ２およびポンプ性能ｘ２のポンプ２が並列に運転されるときに、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転可能な領域にハッチングを付した図である。図１０は、図７に示される流量―回転速度グラフにおいて、ポンプ性能ｘ１のポンプ２およびポンプ性能ｘ２のポンプ２が並列運転されることが可能な領域であり、かつポンプ性能ｘ１のポンプ２だけでも運転可能な領域にハッチングを付した図である。図１１は、図７に示される流量―回転速度グラフにおいて、ポンプ性能ｘ１のポンプ２およびポンプ性能ｘ２のポンプ２が並列運転されることが可能な領域であり、かつポンプ性能ｘ２のポンプ２だけでも運転可能な領域にハッチングを付した図である。

図１２は、ポンプ性能ｘ２のポンプ２と、ポンプ性能ｘ３のポンプ２と、ポンプ性能ｘ２のポンプ２およびポンプ性能ｘ３のポンプ２が並列に運転されるときのポンプ性能ｘ２のポンプ２と、ポンプ性能ｘ２のポンプ２およびポンプ性能ｘ３のポンプ２が並列に運転されるときのポンプ性能ｘ３のポンプ２の流量−回転速度グラフである。図１３は、図１２に示される流量―回転速度グラフにおいて、ポンプ性能ｘ２のポンプ２およびポンプ性能ｘ３のポンプ２が並列に運転されるときに、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転可能な領域にハッチングを付した図であり、図１４は、図１２に示される流量―回転速度グラフにおいて、ポンプ性能ｘ２のポンプ２およびポンプ性能ｘ３のポンプ２が並列に運転されるときに、ポンプ性能ｘ３のポンプ２が運転可能な領域にハッチングを付した図である。図１５は、図１２に示される流量―回転速度グラフにおいて、ポンプ性能ｘ２のポンプ２およびポンプ性能ｘ３のポンプ２が並列運転されることが可能な領域であり、かつポンプ性能ｘ２のポンプ２だけでも運転可能な領域にハッチングを付した図である。図１６は、図１２に示される流量―回転速度グラフにおいて、ポンプ性能ｘ２のポンプ２およびポンプ性能ｘ３のポンプ２が並列運転されることが可能な領域であり、かつポンプ性能ｘ３のポンプ２だけでも運転可能な領域にハッチングを付した図である。

領域決定部２４では、以下の４つの式を用いて、ポンプ装置の総吐出流量および運転ポンプの回転速度が上記の領域（ポンプ運転パターンを切り替え可能な領域）内にあるか否かの判定を行っている。
最大制限回転速度Ｎｎ_max．flow＝α×Ｑ ・・・（３）
最小制限回転速度Ｎｎ_min．flow＝β×Ｑ ・・・（４）
下限回転速度Ｎ_L＝γ ・・・（５）
上限回転速度Ｎ_U＝δ ・・・（６）
ここで、ｎは運転ポンプを特定するための記号であり、以下の説明では、運転ポンプのポンプ性能を表す記号ｘ１，ｘ２，ｘ３が付される。例えば、ポンプ性能ｘ１のポンプ２の最大制限回転速度は、Ｎ_x1max．flowと表され、ポンプ性能ｘ２のポンプ２の最大制限回転速度は、Ｎ_x2max．flowと表される。さらに、ポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ２のポンプ２が並列に運転されるときの、ポンプ性能ｘ１のポンプ２の最大制限回転速度は、Ｎ_{x1ofx1＋x2max．flow}と表され、ポンプ性能ｘ２のポンプ２の最大制限回転速度は、Ｎ_{x2ofx1＋x2max．flow}と表される。Ｑはポンプ装置の総吐出流量である。α、β、γ、およびδは、ポンプ２のポンプ性能などから予め定められた定数であり、ポンプ運転パターン及びこのポンプ運転パターンで選択された運転ポンプにより異なる。

図６乃至図１６で示される例における定数α、β、γ、およびδの一例を、ポンプ運転パターンで選択された運転ポンプの組み合わせごとに表１に示す。なお、表１における運転ポンプは、運転ポンプのポンプ性能を表す記号ｘ１，ｘ２，ｘ３を用いて表されている。例えば、表１の「運転ポンプの組み合わせ」の列で、「ｘ１」は、運転ポンプがポンプ性能ｘ１のポンプ２を示し、「ｘ１ ｏｆ ｘ１＋ｘ２」は、運転ポンプがポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ２のポンプ２であるときの、ポンプ性能ｘ１のポンプ２を表す。なお、ポンプ運転パターンが選択する運転ポンプの組み合わせは、ポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ３のポンプ２の組み合わせも存在する。しかしながら、図が煩雑となるため、図５乃至図１６ではこの組み合わせの図示を省略しており、表１でも定数の記載を省略する。

図６乃至図１６に示すように、式（５）と式（６）で、運転ポンプの回転速度の上限と下限とが決められる。式（３）と式（４）で運転ポンプの最大制限回転速度と最小制限回転速度とが定義される。式（３）〜式（６）によって表される直線で囲まれる領域が、ポンプ運転パターンで選択された運転ポンプの運転可能領域である。例えば、図６では、式（３）および式（４）から、ポンプ性能ｘ１のポンプ２の最大制限回転速度Ｎ_x1max．flowは、Ｎ_x1max．flow＝２．００Ｑの直線で描かれ、最小制限回転速度Ｎ_x1min．flowは、Ｎ_x1min．flow＝５．９５Ｑの直線で描かれる。同様に、ポンプ性能ｘ２のポンプ２の最大制限回転速度Ｎ_x2max．flowは、Ｎ_x2max．flow＝１．１１Ｑの直線で描かれ、最小制限回転速度Ｎ_x2min．flowは、Ｎ_x2min．flow＝３．３３Ｑの直線で描かれる。

直線γ＝６０、直線δ＝１００、直線Ｎ_x1min．flow＝５．９５Ｑ、および直線Ｎ_x2min．flow＝３．３３Ｑで囲まれる領域が領域Ｉとして定義される。直線γ＝６０、直線δ＝１００、直線Ｎ_x2min．flow＝３．３３Ｑ、および直線Ｎ_x1max．flow＝２．００Ｑとで囲まれる領域が領域ＩＩとして定義される。直線γ＝６０、直線δ＝１００、直線Ｎ_x1max．flow＝２．００Ｑ、および直線Ｎ_x2max．flow＝１．１１Ｑとで囲まれる領域が領域ＩＩＩとして定義される。上記のように定義された領域Ｉおよび領域ＩＩが、ポンプ運転パターンで選択された運転ポンプがポンプ性能ｘ１のポンプ２である場合に、該ポンプ性能ｘ１のポンプ２の運転可能な領域である。領域ＩＩおよび領域ＩＩＩが、ポンプ運転パターンで選択された運転ポンプがポンプ性能ｘ２のポンプ２である場合に、該ポンプ性能ｘ２のポンプ２の運転可能な領域である。したがって、領域ＩＩが、ポンプ性能ｘ１のポンプ２を運転ポンプとして選択するポンプ運転パターンと、ポンプ性能ｘ２のポンプ２を運転ポンプとして選択するポンプ運転パターンとを切り替え可能な領域である。

ポンプ装置のポンプ運転パターンを切り替えるか否かを判断する前に、領域決定部２４は、ポンプ装置の総吐出流量およびポンプ２の回転速度が切り替え前のポンプ運転パターンで選択された運転ポンプで運転可能な領域内にあるか否かを確認するとともに、切り替え後のポンプ運転パターンで選択された運転ポンプが運転可能な領域内にあるか否かを確認する。例えば、ポンプ性能ｘ１のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンを、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンに切り替えるか否かを判断する際、領域決定部２４は、ポンプ装置の総吐出流量および運転ポンプの回転速度がポンプ性能ｘ１のポンプ２で運転可能な領域ＩおよびＩＩで運転されているか否かを確認する。同時に、領域決定部２４は、ポンプ装置の総吐出流量および運転ポンプの回転速度がポンプ性能ｘ２のポンプ２で運転可能な領域ＩＩおよびＩＩＩで運転されるか否かを確認する。したがって、領域決定部２４は、ポンプ装置の総吐出流量および運転ポンプの回転速度が領域ＩＩにある場合に、ポンプ性能ｘ１のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンを、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンに切替可能であると判断する。

図８に示されるように、ポンプ性能ｘ１のポンプ２およびポンプ性能ｘ２のポンプ２が並列に運転されるときに、ポンプ性能ｘ１のポンプ２が運転可能な領域ＩＶは、直線γ＝６５、直線δ＝１００、直線Ｎ_{x1ofx1＋x2 max．flow}＝０．９０Ｑ、および直線Ｎ_{x1ofx1＋x2 min．flow}＝２．２６Ｑとで囲まれる領域である。さらに、図９に示されるように、ポンプ性能ｘ１のポンプ２およびポンプ性能ｘ２のポンプ２が並列に運転されるときに、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転可能な領域Ｖは、直線γ＝６０、直線δ＝９３、直線Ｎ_{x2ofx1＋x2 max．flow}＝０．８４Ｑ、および直線Ｎ_{x2ofx1＋x2 min．flow}＝２．０６Ｑとで囲まれる領域である。さらに、図１０に示されるように、ポンプ性能ｘ１のポンプ２およびポンプ性能ｘ２のポンプ２が並列運転されることが可能な領域であり、かつポンプ性能ｘ１のポンプ２だけでも運転可能な領域ＶＩは、直線γ＝６５、直線δ＝１００、直線Ｎ_x1max．flow＝２．００Ｑ、および直線Ｎ_{x1ofx1＋x2 min．flow}＝２．２６Ｑとで囲まれる領域である。したがって、領域決定部２４は、ポンプ装置の総吐出流量および運転ポンプの回転速度が領域ＶＩにある場合に、ポンプ性能ｘ１のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンを、ポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンに切替可能であると判断する。

同様に、図１１に示されるように、ポンプ性能ｘ１のポンプ２およびポンプ性能ｘ２のポンプ２が並列運転されることが可能な領域であり、かつポンプ性能ｘ２のポンプ２だけでも運転可能な領域ＶＩＩは、直線γ＝６０、直線δ＝９３、直線Ｎ_x2max．flow＝１．１１Ｑ、および直線Ｎ_{x2ofx1＋x2 min．flow}＝２．０６Ｑとで囲まれる領域である。したがって、領域決定部２４は、ポンプ装置の総吐出流量および運転ポンプの回転速度が領域ＶＩＩにある場合に、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンを、ポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンに切替可能であると判断する。

図１３に示されるように、ポンプ性能ｘ２のポンプ２およびポンプ性能ｘ３のポンプ２が並列に運転されるときに、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転可能な領域ＶＩＩＩは、直線γ＝６０、直線δ＝９３、直線Ｎ_{x2ofx2＋x3 max．flow}＝０．４８Ｑ、および直線Ｎ_{x2ofx2＋x3 min．flow}＝１．２０Ｑとで囲まれる領域である。さらに、図１４に示されるように、ポンプ性能ｘ２のポンプ２およびポンプ性能ｘ３のポンプ２が並列に運転されるときに、ポンプ性能ｘ３のポンプ２が運転可能な領域ＩＸは、直線γ＝６５、直線δ＝１００、直線Ｎ_{x3ofx2＋x3 max．flow}＝０．５２Ｑ、および直線Ｎ_{x3ofx2＋x3 min．flow}＝１．２９Ｑとで囲まれる領域である。さらに、図１５に示されるように、ポンプ性能ｘ２のポンプ２およびポンプ性能ｘ３のポンプ２が並列運転されることが可能な領域であり、かつポンプ性能ｘ２のポンプ２だけでも運転可能な領域Ｘは、直線γ＝６０、直線δ＝９３、直線Ｎ_x2max．flow＝１．１１Ｑ、および直線Ｎ_{x2ofx2＋x3 min．flow}＝１．２０Ｑとで囲まれる領域である。したがって、領域決定部２４は、ポンプ装置の総吐出流量および運転ポンプの回転速度が領域Ｘにある場合に、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンを、ポンプ性能ｘ２のポンプ２とポンプ性能ｘ３のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンに切替可能であると判断する。

同様に、図１６に示されるように、ポンプ性能ｘ２のポンプ２およびポンプ性能ｘ３のポンプ２が並列運転されることが可能な領域であり、かつポンプ性能ｘ３のポンプ２だけでも運転可能な領域ＸＩは、直線γ＝６５、直線δ＝１００、直線Ｎ_x3max．flow＝０．７９Ｑ、および直線Ｎ_{x3ofx2＋x3 min．flow}＝１．２９Ｑとで囲まれる領域である。したがって、領域決定部２４は、ポンプ装置の総吐出流量および運転ポンプの回転速度が領域ＸＩにある場合に、ポンプ性能ｘ３のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンを、ポンプ性能ｘ２のポンプ２とポンプ性能ｘ３のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンに切替可能であると判断する。

領域決定部２４が、ポンプ運転パターンを切り替え可能となる領域に入っていることを確認した後で、ポンプ運転パターン決定部２２は、ポンプ運転パターン制御ロジックプログラムに含まれるポンプ運転パターン決定アルゴリズムに従って、ポンプ装置の総軸動力が小さくなるようにポンプ運転パターンを決定する。以下では、ポンプ装置の総軸動力を算出するためのポンプ運転パターン決定アルゴリズムについて説明する。

ポンプ装置を省エネルギーで運転するためには、運転ポンプが消費する総エネルギーをできるだけ少なくする必要がある。ポンプ運転パターンによって運転ポンプとして選択されたポンプ２の消費エネルギーは軸動力で表される。ポンプの軸動力とは、ポンプの羽根車を回転させるために必要な動力であり、以下の式で表される。
Ｌ＝０．１６３×Ｑ×Ｈ／（η／１００） ・・・（７）
ここで、Ｌは軸動力［ｋＷ］、Ｑは流量［ｍ³／ｍｉｎ］、Ｈは全揚程［ｍ］、ηはポンプ効率［％］である。全揚程Ｈ[ｍ]は、吐出圧力Ｐ[ｍ]から吸込水位[ｍ]を引いた値である。本実施形態の吸込水位は３０ｍである。よって、吐出圧力Ｐが９０ｍの場合は、全揚程Ｈは６０ｍとなる。

ポンプ装置において複数台配置されるポンプ２の総軸動力は、ポンプ１台あたりの軸動力を式（７）から算出し、容量が同一のポンプであれば得られたポンプ１台あたりの軸動力にポンプ運転台数を乗算することで算出できる。容量の異なるポンプの場合には、ポンプごとに個別に軸動力を式（７）から算出して合計する必要がある。したがって、ポンプ運転パターンを切り替えるか否かの判断は、実際のポンプ運転パターンＰｉでの総軸動力Ｌ_Piと、総吐出流量を増加させるためのポンプ運転パターンＰｈでの総軸動力Ｌ_Ph、または総吐出流量を減少させるためのポンプ運転パターンＰｌでの総軸動力Ｌ_Plを式（７）に基づいて算出し、総軸動力Ｌ_Piと、総軸動力Ｌ_Phまたは総軸動力Ｌ_Plとを比較することにより、ポンプ運転パターンを切り替えるか否かを決定する。以下、図１７乃至図２３を参照して、ポンプ運転パターンがポンプ運転パターンＰｉである状態から、ポンプ運転パターンＰｈに切り替えるか否かを決定する場合における軸動力Ｌを求める方法が説明される。

図１７は、ポンプ運転パターン切り替え直前の運転特性曲線図（Ｑ−Ｈ線図）の一例であり、図１８は、ポンプ運転パターン切り替え直後の運転特性曲線図（Ｑ−Ｈ線図）の一例である。図１７および図１８では、簡略化のためにポンプ装置の吐出圧力を一定に保つ吐出圧力一定制御が行われる例が示されており、ポンプ性能ｘ１のポンプ２（小ポンプ２）が運転ポンプであるポンプ運転パターンＰｉがポンプ性能ｘ２のポンプ２（大ポンプ２）が運転ポンプであるポンプ運転パターンＰｈに切り替わるときの運転特性曲線図が描かれている。さらに、両図下部には、ポンプの吐出流量に対する軸動力Ｌを表す曲線が描かれている。

図１７において、ポンプ装置がポンプ運転パターンＰｉで運転されているときの運転点Ｂの座標（Ｑ_B ^＊ ，Ｈ_B ^＊）は、以下の式（８）で表される。
（Ｑ_B ^＊ ，Ｈ_B ^＊）＝（ΣＱ_Pi・xn・R ，Ｈ_Pi・xn・R） ・・・（８）
なお、Ｑ_B ^＊は、ポンプ運転パターンＰｉでポンプ装置が運転されているときの総吐出流量［ｍ³／ｍｉｎ］であり、Ｈ_B ^＊は、ポンプ運転パターンＰｉでポンプ装置が運転されているときの全揚程［ｍ］である。以下の説明において、右肩に“*”が付いている座標値は既知の値または算出解であることを示す。例えば、ポンプ装置の総吐出流量Ｑ_B ^＊は、流量計１８の計測値であり、ポンプ装置の全揚程Ｈ_B ^＊は、本実施形態では吐出圧力一定制御を行っているので、圧力計１７の計測値である。

式（８）において、Ｑ_Pi・xn・Rは、ポンプ運転パターンＰｉで選択された各運転ポンプが回転速度Ｒで運転されているときの吐出流量を示す。例えば、Ｑ_Pi・x1・Rは、ポンプ運転パターンＰｉで選択された、ポンプ性能ｘ１の運転ポンプが回転速度Ｒ［％］で運転されているときの吐出流量を表し、Ｑ_Pi・x2・Rは、ポンプ運転パターンＰｉで選択された、ポンプ性能ｘ２の運転ポンプが回転速度Ｒ［％］で運転されているときの吐出流量を表す。さらに、式（８）は、ポンプ装置の総吐出流量Ｑ_B ^＊がポンプ運転パターンＰｉで選択された各運転ポンプの吐出流量の合計値であることを示している。例えば、ポンプ運転パターンＰｉで選択された運転ポンプが、ポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ２のポンプ２である場合、ポンプ装置の総吐出流量Ｑ_B ^＊は、ポンプ性能ｘ１のポンプ２の吐出流量Ｑ_Pi・x1・Rとポンプ性能ｘ２のポンプ２の吐出流量Ｑ_Pi・x2・Rの合計値（すなわち、Ｑ_B ^＊＝Ｑ_Pi・x1・R＋Ｑ_Pi・x2・R）である。図１７に示される例では、ポンプ運転パターンＰｉにおける運転ポンプは、ポンプ性能ｘ１のポンプ２だけなので、ポンプ装置の総吐出流量Ｑ_B ^＊（＝ΣＱ_Pi・xn・R）は、ポンプ性能ｘ１のポンプ２の吐出流量Ｑ_Pi・x1・Rである。

式（８）において、Ｈ_Pi・xn・Rは、ポンプ運転パターンＰｉで選択された各運転ポンプが回転速度Ｒで運転されているときの全揚程を示す。例えば、Ｈ_Pi・x1・Rは、ポンプ運転パターンＰｉで選択された、ポンプ性能ｘ１を有する運転ポンプが回転速度Ｒ［％］で運転されているときの全揚程を表し、Ｈ_Pi・x2・Rは、ポンプ運転パターンＰｉで選択された、ポンプ性能ｘ２を有する運転ポンプが回転速度Ｒ［％］で運転されているときの全揚程を表す。本実施形態では、ポンプ運転パターンＰｉで選択された各運転ポンプの全揚程は、上述した回転速度制御ルールに基づいて同一となるように制御されている。したがって、例えば、ポンプ運転パターンＰｉで選択された運転ポンプが、ポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ２のポンプ２である場合、ポンプ性能ｘ１のポンプ２の全揚程Ｈ_Pi・x1・Rは、ポンプ性能ｘ２のポンプ２の全揚程Ｈ_Pi・x2・Rと同一であり、ポンプ装置の全揚程Ｈ_B ^＊は、ポンプ性能ｘ１のポンプ２の全揚程Ｈ_Pi・x1・Rと、ポンプ性能ｘ２のポンプ２の全揚程Ｈ_Pi・x2・Rと同一である。図１７に示される例では、ポンプ運転パターンＰｉにおける運転ポンプは、ポンプ性能ｘ１のポンプ２だけなので、ポンプ装置の全揚程Ｈ_B ^＊は、ポンプ性能ｘ１のポンプ２の全揚程Ｈ_Pi・x1・Rと同一である。

ポンプ運転パターンを図１７に示されるポンプ運転パターンＰｉ（運転ポンプはポンプ性能ｘ１のポンプ２）から、図１８に示されるポンプ運転パターンＰｈ（運転ポンプはポンプ性能ｘ２のポンプ２）に切り替えたときの運転点Ｂは、切り換え前後の運転点が同一になるため、以下の式（９）で表される。
（Ｑ_B ^＊ ，Ｈ_B ^＊）＝（ΣＱ_Ph・xn・R ，Ｈ_Ph・xn・R） ・・・（９）
上述したように、式（９）において、Ｑ_Ph・xn・Rは、ポンプ運転パターンＰｈで選択された各運転ポンプが回転速度Ｒで運転されているときの吐出流量を示す。例えば、Ｑ_Ph・x2・Rは、ポンプ運転パターンＰｈで選択された、ポンプ性能ｘ２を有する運転ポンプが回転速度Ｒ［％］で運転されているときの吐出流量を表す。さらに、式（９）は、ポンプ装置の総吐出流量Ｑ_B ^＊がポンプ運転パターンＰｈで選択された各運転ポンプの吐出流量の合計値であることを示している。例えば、ポンプ運転パターンＰｈで選択された運転ポンプが、ポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ２のポンプ２である場合、ポンプ装置の総吐出流量Ｑ_B ^＊は、ポンプ性能ｘ１のポンプ２の吐出流量Ｑ_Ph・x1・Rとポンプ性能ｘ２のポンプ２の吐出流量Ｑ_Ph・x2・Rの合計値（すなわち、Ｑ_B ^＊＝Ｑ_Ph・x1・R＋Ｑ_Ph・x2・R）である。図１８に示される例では、ポンプ運転パターンＰｈにおける運転ポンプは、ポンプ性能ｘ２のポンプ２だけなので、ポンプ装置の総吐出流量Ｑ_B ^＊（＝ΣＱ_Ph・xn・R）は、ポンプ性能ｘ２のポンプ２の吐出流量Ｑ_Ph・x2・Rである。

同様に、式（９）において、Ｈ_Ph・xn・Rは、ポンプ運転パターンＰｈで選択された各運転ポンプが回転速度Ｒで運転されているときの全揚程を示す。例えば、Ｈ_Ph・x2・Rは、ポンプ運転パターンＰｈで選択された、ポンプ性能ｘ２を有する運転ポンプが回転速度Ｒ［％］で運転されているときの全揚程を表す。本実施形態では、ポンプ運転パターンＰｈで選択された各運転ポンプの全揚程は、上述した回転速度制御ルールに基づいて同一となるように制御されている。したがって、例えば、ポンプ運転パターンＰｈで選択された運転ポンプが、ポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ２のポンプ２である場合、ポンプ性能ｘ１のポンプ２の全揚程Ｈ_Ph・x1・Rは、ポンプ性能ｘ２のポンプ２の全揚程Ｈ_Ph・x2・Rと同一であり、ポンプ装置の全揚程Ｈ_B ^＊は、ポンプ性能ｘ１のポンプ２の全揚程Ｈ_Ph・x1・Rと、ポンプ性能ｘ２のポンプ２の全揚程Ｈ_Ph・x2・Rと同一である。図１８に示される例では、ポンプ運転パターンＰｈにおける運転ポンプは、ポンプ性能ｘ２のポンプ２だけなので、ポンプ装置の全揚程Ｈ_B ^＊は、ポンプ性能ｘ２のポンプ２の全揚程Ｈ_Ph・x2・Rと同一である。

ポンプ運転パターンを、ポンプ運転パターンＰｉ（運転ポンプはポンプ性能ｘ１のポンプ２）からポンプ運転パターンＰｈ（運転ポンプはポンプ性能ｘ２のポンプ２）に切り替えた直後の総吐出流量と全揚程は、切り替え直前の総吐出流量と全揚程に等しいので、以下の式（１０）および式（１１）が成り立つ。
ΣＱ_Pi・xn・R＝ΣＱ_Ph・xn・R＝Ｑ_B ^＊ ・・・（１０）
Ｈ_Pi・xn・R＝Ｈ_Ph・xn・R＝Ｈ_B ^＊ ・・・（１１）

ポンプ運転パターンで選択された各運転ポンプの運転点、即ち、ポンプ運転パターンＰｉにおける各運転ポンプの運転点と、ポンプ運転パターンＰｈにおける各運転ポンプの運転点は次のように求めることができる。

ポンプ運転パターンＰｉにおける各運転ポンプの回転速度Ｎ_Pi・xn ^＊は、コントローラ２０が速度制御装置１６の制御のために回転速度計１９の値を計測しているので、この回転速度計１９から得ることができる。一方で、ポンプ運転パターンＰｈに切り替えた後の運転ポンプの回転速度Ｎ_Ph・xnは未知数となる。また、各運転ポンプの吐出流量の合計値であるＱ_B ^＊は流量計１８の計測値である。各運転ポンプの容量が異なることもあるので、各運転ポンプの吐出流量Ｑ_Pi・xn・RやＱ_Ph・xn・Rは未知数であるが、上記した式（１０）の関係にあり、総吐出流量Ｑ_B ^＊の按分値となる。なお、各運転ポンプの全揚程は、上記した式（１１）の関係となる。なお、回転速度Ｎ_Pi・xn ^＊は、ポンプ運転パターンＰｉで選択された運転ポンプの回転速度を表し、回転速度Ｎ_Ph・xnは、ポンプ運転パターンＰｈで選択された運転ポンプの回転速度を表す。例えば、回転速度Ｎ_Pi・x1 ^＊は、ポンプ運転パターンＰｉで選択されたポンプ性能ｘ１のポンプ２の回転速度を表し、回転速度Ｎ_Ph・x2は、ポンプ運転パターンＰｈで選択されたポンプ性能ｘ２のポンプ２の回転速度を表す。

ポンプ運転パターンＰｉにおける各運転ポンプの運転点の座標を（Ｑ_Pi・xn・R ，Ｈ_Pi・xn・R ，Ｎ_Pi・xn ^＊）と表し、ポンプ運転パターンＰｈにおける各運転ポンプの運転点の座標を（Ｑ_Ph・xn・R ，Ｈ_Ph・xn・R ，Ｎ_Ph・xn）と表した場合、式（１１）により、これら座標はそれぞれ次のように表される。
（Ｑ_Pi・xn・R ，Ｈ_Pi・xn・R ，Ｎ_Pi・xn ^＊）
＝（Ｑ_Pi・xn・R ，Ｈ_B ^＊ ，Ｎ_Pi・xn ^＊）・・・（１２）
（Ｑ_Ph・xn・R ，Ｈ_Ph・xn・R ，Ｎ_Ph・xn）
＝（Ｑ_Ph・xn・R ，Ｈ_B ^＊ ，Ｎ_Ph・xn）・・・（１３）

ここで、図１７および図１８に示されるようなポンプ運転特性曲線図（Ｑ−Ｈ線図）において、ポンプ運転パターンＰｉにおける運転ポンプが１００％の回転速度で運転される場合、全揚程Ｈは、吐出流量Ｑの関数として表されるので、以下の関係が成り立つ。
Ｈ_{Pi・xn・100}＝ｆ（Ｑ_{Pi・xn・100}） ・・・（１４）
ここで、Ｈ_{Pi・xn・100}は、ポンプ運転パターンＰｉで選択された運転ポンプが１００％の回転速度で運転されるときの全揚程を表し、Ｑ_{Pi・xn・100}は、このポンプが１００％の回転速度で運転されるときの吐出流量を表す。すなわち、式（１４）は、全揚程Ｈ_{Pi・xn・100}が吐出流量Ｑ_{Pi・xn・100}を変数とした関数ｆの式から得られることを表している。関数ｆの式は、運転ポンプの性能試験などにおいて得られた全揚程Ｈと吐出流量Ｑとから定まる点を複数プロットし、このプロットされた複数点を近似曲線で繋いだときの多項近似式として得ることができる。この多項近似式は、例えば、二次曲線として描くことができる。この多項近似式は、予め定められており、コントローラ２０に記憶されている。

また、図１７および図１８に示されるようなポンプ運転特性曲線図（Ｑ−Ｈ線図）において、ポンプ運転パターンＰｉにおける運転ポンプが１００％の回転速度で運転される場合、吐出流量Ｑは、全揚程Ｈの関数として表されるので、以下の関係が成り立つ。
Ｑ_{Pi・xn・100}＝ｇ（Ｈ_{Pi・xn・100}） ・・・（１５）
ここで、Ｑ_{Pi・xn・100}は、ポンプ運転パターンＰｉで選択された運転ポンプが１００％の回転速度で運転されるときの吐出流量を表し、Ｈ_{Pi・xn・100}は、この運転ポンプが１００％の回転速度で運転されるときの全揚程を表す。すなわち、式（１５）は、吐出流量Ｑ_{Pi・xn・100}が全揚程Ｈ_{Pi・xn・100}を変数とした関数ｇの式から得られることを表している。関数ｇの式は、運転ポンプの性能試験などにおいて得られた吐出流量Ｑと全揚程Ｈとから定まる点を複数プロットし、このプロットされた複数点を近似曲線で繋いだときの多項近似式として得ることができる。この多項近似式は、例えば、二次曲線として描くことができる。この多項近似式は、予め定められており、コントローラ２０に記憶されている。

図１９は、ポンプ運転パターンで選択される運転ポンプのポンプ効率を示したグラフの一例である。図１９に示されるように、ポンプ運転パターンＰｉにおける運転ポンプがＲ（＝Ｎ_Pi・xn ^＊）％の回転速度で運転される流量−ポンプ効率特性曲線（Ｑ−η曲線）では、ポンプ効率ηは、吐出流量Ｑの関数として表されるので、以下の関係が成り立つ。
η_Pi・xn・R＝ｈ（Ｑ_{Pi・xn・100}） ・・・（１６）
ここで、η_Pi・xn・Rは、ポンプ運転パターンＰｉで選択された運転ポンプが回転速度Ｒ％で運転されるときのポンプ効率を表す。例えば、ポンプ運転パターンＰｉで選択された運転ポンプがポンプ性能ｘ１のポンプ２であり、この運転ポンプが回転速度Ｒ％で運転される場合、ポンプ効率は、η_Pi・x1・Rと表される。Ｑ_{Pi・xn・100}は、上述のように、ポンプ運転パターンＰｉで選択された運転ポンプが１００％の回転速度で運転されるときの吐出流量を表す。すなわち、式（１６）は、Ｒ％の回転速度で運転される運転ポンプのポンプ効率η_Pi・xn・Rは、この運転ポンプが１００％の回転速度で運転されるときの吐出流量に換算されるＱ_{Pi・xn・100}を変数とした関数ｈの式から得られることを表している。関数ｈの式は、ポンプ２の性能試験などにおいて得られたポンプ効率ηと吐出流量Ｑとから定まる点を複数プロットし、このプロットされた複数点を近似曲線で繋いだときの多項近似式として得ることができる。この多項近似式は、例えば、三次曲線として描くことができる。この多項近似式は、予め定められており、コントローラ２０に記憶されている。

図２０は、ポンプ運転パターンＰｉで選択されたポンプ性能ｘ１のポンプ２が回転速度Ｎ_Pi・x1 ^＊％で運転されている、図１７に示す運転点Ｂから、ポンプ性能ｘ１のポンプ２が回転速度１００％で運転される運転点Ｃ_{Pi・x1・100}を換算するときの運転特性曲線図（Ｑ−Ｈ線図）である。図２０に示されるように、回転速度Ｎ_Pi・x1 ^＊％の運転点Ｂに対し相似則により得られる回転速度１００％の換算点Ｃ_{Pi・x1・100}の座標は（Ｑ_{Pi・x1・100} ，Ｈ_{Pi・x1・100}）であり、この換算点Ｃ_{Pi・x1・100}は、ポンプ性能ｘ１のポンプ２が回転速度１００％で運転されるときの運転特性曲線（Ｑ−Ｈ曲線）と、運転点Ｂを通る二次曲線Ｈ＝Ｋ×Ｑ²の交点から求めることができる。ここで、Ｋは下式により求められる。
Ｋ＝Ｈ_B ^＊／（Ｑ_Pi・xn・R）² ・・・（１７）
したがって、換算点Ｃ_{Pi・x1・100}を求めるためには、Ｑ_Pi・x1・Rを求めるか、もしくは決定しておく必要がある。

ポンプ運転パターンＰｉで選択された運転ポンプが回転速度１００％で運転されるときの流量Ｑ_{Pi・xn・100}と、ポンプ運転パターンＰｉで選択された運転ポンプが回転速度Ｒ％で運転されるときの流量Ｑ_Pi・xn・Rとの間には、以下の式（１８）の関係が成り立つ。ポンプ運転パターンＰｉで選択された運転ポンプが回転速度１００％で運転されるときの全揚程Ｈ_{Pi・xn・100}と、ポンプ運転パターンＰｉで選択された運転ポンプが回転速度Ｒ％で運転されるときの全揚程Ｈ_Pi・xn・Rとの間には、以下の式（１９）の関係が成り立つ。
Ｑ_Pi・xn・R＝（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）×Ｑ_{Pi・xn・100} ・・・（１８）
Ｈ_Pi・xn・R＝（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）²×Ｈ_{Pi・xn・100} ・・・（１９）
ここで、Ｎ_Pi・xn ^＊は、ポンプ運転パターンＰｉで選択された運転ポンプの回転速度である。（便宜上記号が異なるが、Ｎ_Pi・xn ^＊とＲは共に回転速度[％]を表す）
式（１８）から、以下の式（２０）が導かれる。
Ｑ_{Pi・xn・100}＝Ｑ_Pi・xn・R／（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００） ・・・（２０）
式（１９）から、以下の式（２１）が導かれる。
Ｈ_{Pi・xn・100}＝Ｈ_Pi・xn・R／（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）² ・・・（２１）
式（２１）に式（１１）代入すると、以下の式（２２）が導かれる。
Ｈ_{Pi・xn・100}＝Ｈ_B ^＊／（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）² ・・・（２２）

式（２０）および式（２１）を式（１４）に代入すると、以下の式（２３）が導かれる。
Ｈ_Pi・xn・R／（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）²
＝ｆ（Ｑ_Pi・xn・R／（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００））
よって、
Ｈ_Pi・xn・R＝（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）²×
ｆ（Ｑ_Pi・xn・R／（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００））・・・（２３）
式（２０）および式（２１）を式（１５）に代入すると、以下の式（２４）が導かれる。
Ｑ_Pi・xn・R／（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）
＝ｇ（Ｈ_Pi・xn・R／（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）²）
よって、
Ｑ_Pi・xn・R＝（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）×
ｇ（Ｈ_Pi・xn・R／（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）²）・・・（２４）

式（１１）を式（２４）に代入すると、以下の式（２５）が導かれ、式（２５）により、各運転ポンプの吐出流量Ｑ_Pi・xn・Rが求められる。
Ｑ_Pi・xn・R＝（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）×ｇ（Ｈ_B ^＊／（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）²）
・・・（２５）
式（２５）を式（１７）に代入すると、以下の式（２６）が導かれ、Ｋが求められる。
Ｋ＝Ｈ_B ^＊／（（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）×ｇ（Ｈ_B ^＊／（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）²））²
・・・（２６）
式（２６）によってＫが得られるので、回転速度Ｎ_Pi・xn ^＊％の運転点Ｂに対し相似則により得られる回転速度１００％の換算点Ｃ_{Pi・xn・100}を、回転速度が１００％の運転特性曲線（Ｑ−Ｈ曲線）と運転点Ｂを通る二次曲線Ｈ＝Ｋ×Ｑ²との交点より求めることができる。

式（２０）を式（１６）に代入すると、以下の式（２７）が導かれる。
η_Pi・xn・R＝ｈ（Ｑ_Pi・xn・R／（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）） ・・・（２７）
式（２５）を式（２７）に代入することにより、以下の式（２８）が導かれる。
η_Pi・xn・R＝ｈ（（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）×
ｇ（Ｈ_B ^＊／（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）²）／
（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００））・・・（２８）
式（２８）により、ポンプ運転パターンＰｉで選択された運転ポンプのポンプ効率η_Pi・xn・Rを算出することができる。

図２０は、ポンプ運転パターンＰｈで選択されたポンプ性能ｘ２のポンプ２が回転速度Ｎ_Ph・x2 ^＊％で運転されている、図１８に示す運転点Ｂから、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が回転速度１００％で運転される運転点Ｃ_{Ph・x2・100}を換算するときの運転特性曲線図（Ｑ−Ｈ線図）としても利用できる。ポンプ運転パターンＰｈで選択された運転ポンプが回転速度１００％で運転されるときの換算点Ｃ_{Ph・xn・100}の座標は、（Ｑ_{Ph・xn・100} ，Ｈ_{Ph・xn・100} ^＊）と表される。

式（２７）と同様に、ポンプ運転パターンＰｈで選択された各運転ポンプのポンプ効率η_Ph・xn・Rは、以下の式（２９）により得られる。
η_Ph・xn・R＝ｈ（Ｑ_Ph・xn・R／（Ｎ_Ph・xn ^＊／１００）） ・・・（２９）
ここで、式（２５）と同様に、Ｑ_Ph・xn・Rには、以下の式（３０）の関係が成り立つ。
Ｑ_Ph・xn・R＝（Ｎ_Ph・xn／１００）×ｇ（Ｈ_B ^＊／（Ｎ_Ph・xn／１００）²）
・・・（３０）

また、式（１７）と同様に、以下の式（３１）により、ポンプ運転パターンＰｈで選択された運転ポンプが回転速度１００％で運転されるときの換算点Ｃ_{Ph・xn・100}を、該運転ポンプが回転速度１００％で運転されるとき運転特性曲線（Ｑ−Ｈ曲線）と、運転点Ｂを通る二次曲線Ｈ＝Ｋ×Ｑ²との交点より求めることができる。
Ｋ＝Ｈ_B ^＊／（Ｑ_Ph・xn・R）² ・・・（３１）
なお、ポンプ運転パターンＰｈへ切り替え後の運転ポンプの回転速度Ｎ_Ph・xnは、以下の式（３２）で表される。
Ｎ_Ph・xn＝１００×Ｑ_Ph・xn・R／Ｑ_{Ph・xn・100} ・・・（３２）
これらの式（２９）〜式（３２）より、ポンプ運転パターンＰｈにおける運転ポンプのポンプ効率η_Ph・xn・Rを求める方法は、以下の２つの方法がある。

一方の方法は、ポンプ運転パターンＰｈで選択された運転ポンプの回転速度Ｎ_Ph・xnを決定してから、式（３０）により得られるＱ_Ph・xn・Rと、決定したＮ_Ph・xnを式（２９）に代入することにより、運転ポンプのポンプ効率η_Ph・xn・Rを求める方法である。

他方の方法は、まず、ポンプ運転パターンＰｈにおける運転ポンプの吐出流量Ｑ_Ph・xn・Rを決定し、回転速度１００％の運転特性曲線（Ｑ−Ｈ曲線）と運転点Ｂを通る二次曲線Ｈ＝Ｋ×Ｑ²との交点よりＱ_{Ph・xn・100}を得る。その次に、式（３２）により得られるＮ_Ph・xnと、決定したＱ_Ph・xn・Rを式（２９）に代入することにより、運転ポンプのポンプ効率η_Ph・xn・Rを求める方法である。

式（７）および式（１１）により、ポンプ運転パターンＰｉにおける各運転ポンプのポンプ軸動力Ｌ_Pi・xnは、以下の式（３３）により求められる。なお、式（２５）よりＱ_Pi・xn・Rを既知の値、式（２８）よりη_Pi・xn・Rを既知の値と定義する。
Ｌ_Pi・xn＝０．１６３×Ｑ_Pi・xn・R ^＊×Ｈ_B ^＊／（η_Pi・xn・R ^＊／１００）
・・・（３３）

同様に、ポンプ運転台パターンＰｈにおける各運転ポンプのポンプ軸動力Ｌ_Ph・xnは、以下の式（３４）により求められる。
Ｌ_Ph・xn＝０．１６３×Ｑ_Ph・xn・R×Ｈ_B ^＊／（η_Ph・xn・R／１００）
・・・（３４）

このように、式（２５）、式（２８）、および式（３３）を用いて、ポンプ運転パターンＰｉで選択された各運転ポンプの軸動力Ｌ_Pi・xnを求めることができる。したがって、式（３５）に示されるように、ポンプ運転パターンＰｉで運転されるポンプ装置の総軸動力Ｌ_Piは、各運転ポンプの軸動力Ｌ_Pi・xnの総和を求めれば得ることができる。
Ｌ_Pi＝０．１６３×Ｈ_B ^＊×Σ（Ｑ_Pi・xn・R／（η_Pi・xn・R／１００））
＝０．１６３×Ｈ_B ^＊×Σ（（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）×
ｇ（Ｈ_B ^＊／（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）²）／
（ｈ（（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）×ｇ（Ｈ_B ^＊／（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）²）
／（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００））／１００）） ・・・（３５）

同様に、式（２９）、式（３０）、および式（３４）を用いて、ポンプ運転パターンＰｈで選択された各運転ポンプの軸動力Ｌ_Ph・xnを求めることができる。したがって、式（３６）に示されるように、ポンプ運転パターンＰｈで運転されるポンプ装置の総軸動力Ｌ_Phは、各運転ポンプの軸動力Ｌ_Ph・xnの総和を求めれば得ることができる。
Ｌ_Ph＝０．１６３×Ｈ_B ^＊×Σ（Ｑ_Ph・xn・R／（η_Ph・xn・R／１００））
＝０．１６３×Ｈ_B ^＊×Σ（（Ｎ_Ph・xn／１００）×
ｇ（Ｈ_B ^＊／（Ｎ_Ph・xn／１００）²）／
（ｈ（Ｑ_Ph・xn・R／（Ｎ_Ph・xn ^＊／１００））／１００））
・・・（３６）

図１７に示されるポンプ運転パターンＰｉの例の場合、このポンプ運転パターンＰｉで選択される運転ポンプは、ポンプ性能ｘ１のポンプ２だけである。したがって、式（３５）から、ポンプ装置の総軸動力Ｌ_Piを、以下の式（３７）から得ることができる。
Ｌ_Pi＝０．１６３×Ｈ_B ^＊×（Ｑ_Pi・x1・R／（η_Pi・x1・R／１００）
・・・（３７）

図１８に示されるポンプ運転パターンＰｈの例の場合、このポンプ運転パターンＰｈで選択される運転ポンプは、ポンプ性能ｘ２のポンプ２だけである。したがって、式（３６）から、ポンプ装置の総軸動力Ｌ_Phを、以下の式（３８）から得ることができる。
Ｌ_Ph＝０．１６３×Ｈ_B ^＊×（Ｑ_Ph・x2・R／（η_Ph・x2・R／１００））
・・・（３８）

図２１は、ポンプ運転パターン切り替え直前の運転特性曲線図（Ｑ−Ｈ線図）の他の例であり、図２２は、ポンプ運転パターン切り替え直後の運転特性曲線図（Ｑ−Ｈ線図）の他の例である。図２１および図２２では、簡略化のためにポンプ装置の吐出圧力を一定に保つ吐出圧力一定制御が行われる例が示されており、ポンプ性能ｘ２のポンプ２（大ポンプ２）が運転ポンプであるポンプ運転パターンＰｉが、ポンプ性能ｘ１のポンプ２（小ポンプ２）とポンプ性能ｘ２のポンプ２（大ポンプ２）が運転ポンプであるポンプ運転パターンＰｈに切り替わるときの運転特性曲線図が描かれている。さらに、両図下部には、ポンプの吐出流量に対する軸動力Ｌを表す曲線が描かれている。

図２１において、ポンプ装置がポンプ運転パターンＰｉで運転されているときの運転点Ｄの座標（Ｑ_D ^＊ ，Ｈ_D ^＊）は、上記した式（８）と同様に、以下の式（３９）で表される。
（Ｑ_D ^＊ ，Ｈ_D ^＊）＝（ΣＱ_Pi・xn・R ，Ｈ_Pi・xn・R） ・・・（３９）
なお、Ｑ_D ^＊は、ポンプ運転パターンＰｉでポンプ装置が運転されているときの総吐出流量［ｍ³／ｍｉｎ］であり、Ｈ_D ^＊は、ポンプ運転パターンＰｉでポンプ装置が運転されているときの全揚程［ｍ］である。Ｑ_D ^＊は、流量計１８の計測値であり、Ｈ_D ^＊は、本実施形態では吐出圧力一定制御を行っているので、圧力計１７の計測値である。図２１に示される例では、ポンプ運転パターンＰｉにおける運転ポンプは、ポンプ性能ｘ２のポンプ２だけなので、ポンプ装置の総吐出流量Ｑ_D ^＊は、ポンプ性能ｘ２のポンプ２の吐出流量Ｑ_Pi・x2・Rである。

上述したように、本実施形態におけるポンプ運転パターンＰｉで選択された各運転ポンプの全揚程Ｈ_Pi・xn・Rは、回転速度制御ルールに基づいて同一となるように制御されている。したがって、ポンプ装置の全揚程Ｈ_D ^＊は、各運転ポンプの全揚程Ｈ_Pi・xn・Rと同一である。図２１に示される例では、ポンプ運転パターンＰｉにおける運転ポンプは、ポンプ性能ｘ２のポンプ２だけなので、ポンプ装置の全揚程Ｈ_D ^＊は、ポンプ性能ｘ２のポンプ２の全揚程Ｈ_Pi・x2・Rと同一である。

ポンプ運転パターンを図２１に示されるポンプ運転パターンＰｉ（運転ポンプはポンプ性能ｘ２のポンプ２）から、図２２に示されるポンプ運転パターンＰｈ（運転ポンプはポンプ性能ｘ２のポンプ２とポンプ性能ｘ３のポンプ２）に切り替えたときの運転点Ｄの座標は、切り換え前後の運転点が同一になるため、以下の式（４０）で表される。
（Ｑ_D ^＊，Ｈ_D ^＊）＝（ΣＱ_Ph・xn・R，Ｈ_Ph・xn・R） ・・・（４０）
図２２に示される例では、ポンプ運転パターンＰｈにおける運転ポンプは、ポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ２のポンプ２なので、ポンプ装置の総吐出流量Ｑ_D ^＊は、ポンプ性能ｘ１のポンプ２の吐出流量Ｑ_Ph・x1・Rと、ポンプ性能ｘ２のポンプ２の吐出流量Ｑ_Ph・x2・Rとの合計値（すなわち、Ｑ_D ^＊＝Ｑ_Ph・x1・R＋Ｑ_Ph・x2・R）になる。

上述したように、本実施形態におけるポンプ運転パターンＰｈで選択された各運転ポンプの全揚程Ｈ_Ph・xn・Rは、上述した回転速度制御ルールに基づいて同一となるように制御されている。したがって、ポンプ装置の全揚程Ｈ_D ^＊は、各運転ポンプの全揚程Ｈ_Ph・xn・Rと同一である。図２２に示される例では、ポンプ運転パターンＰｈにおける運転ポンプは、ポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ２のポンプ２なので、ポンプ装置の全揚程Ｈ_D ^＊は、ポンプ性能ｘ１のポンプ２の全揚程Ｈ_Ph・x1・R、およびポンプ性能ｘ２のポンプ２の全揚程Ｈ_Ph・x2・Rと同一である。

ポンプ運転パターンを、ポンプ運転パターンＰｉ（運転ポンプはポンプ性能ｘ１のポンプ２）からポンプ運転パターンＰｈ（運転ポンプはポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ２のポンプ２）に切り替えた直後の総吐出流量と全揚程は、切り替え直前の総吐出流量と全揚程に等しいので、以下の式（４１）および式（４２）が成り立つ。
ΣＱ_Pi・xn・R＝ΣＱ_Ph・xn・R＝Ｑ_D ^＊ ・・・（４１）
Ｈ_Pi・xn・R＝Ｈ_Ph・xn・R＝Ｈ_D ^＊ ・・・（４２）

ポンプ運転パターンで選択された各運転ポンプの運転点、即ち、ポンプ運転パターンＰｉにおける各運転ポンプの運転点と、ポンプ運転パターンＰｈにおける各運転ポンプの運転点は次のように求めることができる。

ポンプ運転パターンＰｉにおける各運転ポンプの回転速度Ｎ_Pi・xn ^＊は、コントローラ２０が速度制御装置１６の制御のために回転速度計１９の値を計測しているので、この回転速度計１９から得ることができる。一方で、ポンプ運転パターンＰｈに切り替えた後の各運転ポンプの回転速度Ｎ_Ph・xnは未知数となる。また、各運転ポンプの吐出流量の合計値であるＱ_D ^＊は流量計１８の計測値である。図２２に示されるポンプ運転パターンＰｈのように、各運転ポンプの容量が異なることもあるので、各運転ポンプの吐出流量Ｑ_Pi・xn・RやＱ_Ph・xn・Rは未知数であるが、上記した式（４１）の関係にあり、総吐出流量Ｑ_D ^＊の按分値となる。なお、各運転ポンプの全揚程は、上記した式（４２）の関係となる。

ポンプ運転パターンＰｉにおける各運転ポンプの運転点の座標を（Ｑ_Pi・xn・R ，Ｈ_Pi・xn・R ，Ｎ_Pi・xn ^＊）と表し、ポンプ運転パターンＰｈにおける各運転ポンプの運転点の座標を（Ｑ_Ph・xn・R ，Ｈ_Ph・xn・R ，Ｎ_Ph・xn）と表した場合、式（４２）により、これら座標はそれぞれ次のように表される。
（Ｑ_Pi・xn・R ，Ｈ_Pi・xn・R ，Ｎ_Pi・xn ^＊）
＝（Ｑ_Pi・xn・R ，Ｈ_D ^＊，Ｎ_Pi・xn ^＊）・・・（４３）
（Ｑ_Ph・xn・R ，Ｈ_Ph・xn・R ，Ｎ_Ph・xn ^＊）＝（Ｑ_Ph・xn・R，Ｈ_D ^＊，Ｎ_Ph・xn）
・・・（４４）

ポンプ装置の総吐出流量Ｑ_D ^＊を各運転ポンプの吐出流量で按分する方法を、運転ポンプがポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ２のポンプ２であるポンプ運転パターンＰｈを示した図２２を用いて説明する。図２２に示される例の場合、上記した式（２）で示される所定の比率Ｘ^1／2は、０．９３である。運転点Ｄの全揚程で、ポンプ性能ｘ１のポンプ２を運転する場合、ポンプ性能ｘ１のポンプ２の回転速度Ｎ_Ph・x1は、図２２から８６％であることが解る。したがって、ポンプ性能ｘ２のポンプ２の回転速度Ｎ_Ph・x2は、上述の回転速度制御ルールに基づいて、８０％（＝８６×０．９３）であることが解る。なお、この場合のポンプ装置の総吐出流量Ｑ_D ^＊は、ポンプ性能ｘ１のポンプ２が回転速度８６％で運転されたときの吐出流量Ｑ_Ph・x1・86と、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が回転速度８０％で運転されたときの吐出流量Ｑ_Ph・x2・80の合計であり、以下の式（４５）の関係が成立する。
Ｑ_D ^＊＝Ｑ_Ph・x1・86＋Ｑ_Ph・x2・80 ・・・（４５）

ここで、図２１および図２２に示されるようなポンプ運転特性曲線図（Ｑ−Ｈ線図）においても、上述したように、式（１４）から式（１６）の関係式を導くことができる。

図２３は、ポンプ運転パターンＰｉで選択されたポンプ性能ｘ２のポンプ２が回転速度Ｎ_Pi・x2 ^＊％で運転されている、図２１に示す運転点Ｄから、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が回転速度１００％で運転される運転点Ｅ_{Pi・x2・100}を換算するときの運転特性曲線図（Ｑ−Ｈ線図）である。図２３に示されるように、回転速度Ｎ_Pi・x2 ^＊％の運転点Ｄに対し相似則により得られる回転速度１００％の換算点Ｅ_{Pi・x2・100}の座標は（Ｑ_{Pi・x2・100} ，Ｈ_{Pi・x2・100}）であり、この換算点Ｅ_{Pi・x2・100}は、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が回転速度１００％で運転されるときの運転特性曲線（Ｑ−Ｈ曲線）と、点Ｄを通る二次曲線Ｈ＝Ｋ×Ｑ²の交点から求めることができる。ここで、Ｋは下式により求められる。
Ｋ＝Ｈ_D ^＊／（Ｑ_Pi・xn・R）² ・・・（４６）
したがって、換算点Ｅ_{Pi・x2・100}を求めるためには、Ｑ_Pi・x2・Rを求めるか、もしくは決定しておく必要がある。

式（４２）を上記した式（２４）に代入すると、以下の式（４７）が導かれ、式（４７）により、各運転ポンプの吐出流量Ｑ_Pi・xn・Rが求められる。
Ｑ_Pi・xn・R＝（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）×ｇ（Ｈ_D ^＊／（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）²）
・・・（４７）
式（４７）を式（４６）に代入すると、以下の式（４８）が導かれ、Ｋが求められる。
Ｋ＝Ｈ_D ^＊／（（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）×ｇ（Ｈ_D ^＊／（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）²））²
・・・（４８）
式（４８）によってＫが得られるので、回転速度Ｎ_Pi・xn ^＊％の運転点Ｄに対し相似則により得られる回転速度１００％の換算点Ｅ_{Pi・xn・100}を、回転速度が１００％の運転特性曲線（Ｑ−Ｈ曲線）と運転点Ｄを通る二次曲線Ｈ＝Ｋ×Ｑ²との交点より求めることができる。

式（４７）を上記した式（２７）に代入することにより、以下の式（４９）が導かれる。
η_Pi・xn・R＝ｈ（（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）×
ｇ（Ｈ_D ^＊／（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）²）／（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００））・・・（４９）
式（４９）により、ポンプ運転パターンＰｉで選択された各運転ポンプのポンプ効率η_Pi・xn・Rを算出することができる。

ポンプ運転パターンＰｈで選択された各運転ポンプのポンプ効率η_Ph・xn・Rは、上記した式（２９）により得られる。
ここで、式（４７）と同様に、Ｑ_Ph・xn・Rには、以下の式（５０）の関係が成り立つ。
Ｑ_Ph・xn・R＝（Ｎ_Ph・xn／１００）×ｇ（Ｈ_D ^＊／（Ｎ_Ph・xn／１００）²）
・・・（５０）

また、式（４６）と同様に、以下の式（５１）により、ポンプ運転パターンＰｈで選択されたポンプ性能ｘ１のポンプ２が回転速度１００％で運転されるときの換算点Ｅ_{Ph・x1ofx1＋x2・100}を、運転ポンプが回転速度１００％で運転されるとき運転特性曲線（Ｑ−Ｈ曲線）と、運転点Ｄ_x1ofx1＋x2を通る二次曲線Ｈ＝Ｋ×Ｑ²との交点より求めることができる。同様に、以下の式（５２）により、ポンプ運転パターンＰｈで選択されたポンプ性能ｘ２のポンプ２が回転速度１００％で運転されるときの換算点Ｅ_{Ph・x2ofx1＋x2・100}を、運転ポンプが回転速度１００％で運転されるとき運転特性曲線（Ｑ−Ｈ曲線）と、運転点Ｄ_x2ofx1＋x2を通る二次曲線Ｈ＝Ｋ×Ｑ²との交点より求めることができる。
Ｋ_Ph・x1＝Ｈ_D ^＊／（Ｑ_Ph・x1・86）² ・・・（５１）
Ｋ_Ph・x2＝Ｈ_D ^＊／（Ｑ_Ph・x2・80）² ・・・（５２）

なお、ポンプ運転パターンＰｈへ切り替え後の各運転ポンプの回転速度Ｎ_Ph・xnは、上記した式（３２）で表される。
これらの式（２９）、式（３２）、式（５０）、式（５１）、および式（５２）により、ポンプ運転パターンＰｈにおける各運転ポンプのポンプ効率η_Ph・xn・Rを求める方法は、以下の２つの方法がある。

一方の方法は、ポンプ運転パターンＰｈで選択された各運転ポンプの回転速度Ｎ_Ph・xnを決定してから、式（５０）により得られるＱ_Ph・xn・Rと、決定したＮ_Ph・xnを式（２９）に代入することにより、各運転ポンプのポンプ効率η_Ph・xn・Rを求める方法である。

他方の方法は、まず、ポンプ運転パターンＰｈにおける各運転ポンプの吐出流量Ｑ_Ph・xn・Rを式（５０）により決定して、回転速度１００％の運転特性曲線図（Ｑ−Ｈ）曲線と各運転ポンプの運転点Ｄ（上述の実施形態では、Ｄ_x1ofx1＋x2およびＤ_x1ofx1＋x2）を通る二次曲線Ｈ＝Ｋ×Ｑ²との交点よりＱ_{Ph・xn・100}を得る。その次に、式（３２）により得られるＮ_Ph・xnと、決定したＱ_Ph・xn・Rを式（２９）に代入することにより、各運転ポンプのポンプ効率η_Ph・xn・Rを求める方法である。

式（７）および式（４２）により、ポンプ運転パターンＰｉにおける各運転ポンプのポンプ軸動力Ｌ_Pi・xnは、以下の式（５３）により求められる。なお、式（４７）よりＱ_Pi・xn・Rを既知の値、式（４９）よりη_Pi・xn・Rを既知の値と定義する。
Ｌ_Pi・xn＝０．１６３×Ｑ_Pi・xn・R ^＊×Ｈ_D ^＊／（η_Pi・xn・R ^＊／１００）
・・・（５３）

同様に、ポンプ運転台パターンＰｈにおける各運転ポンプのポンプ軸動力Ｌ_Ph・xnは、以下の式（５４）により求められる。
Ｌ_Ph・xn＝０．１６３×Ｑ_Ph・xn・R×Ｈ_D ^＊／（η_Ph・xn・R／１００）
・・・（５４）

このように、式（４７）、式（４９）、および式（５３）を用いて、ポンプ運転パターンＰｉで選択された各運転ポンプの軸動力Ｌ_Pi・xnを求めることができる。したがって、式（５５）に示されるように、ポンプ運転パターンＰｉで運転されるポンプ装置の総軸動力Ｌ_Piは、各運転ポンプの軸動力Ｌ_Pi・xnの総和から得ることができる。
Ｌ_Pi＝０．１６３×Ｈ_D ^＊×Σ（Ｑ_Pi・xn・R／（η_Pi・xn・R／１００））
＝０．１６３×Ｈ_D ^＊×Σ（（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）×
ｇ（Ｈ_D ^＊／（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）²）／
（ｈ（（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）×ｇ（Ｈ_D ^＊／（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００）²）
／（Ｎ_Pi・xn ^＊／１００））／１００）） ・・・（５５）

同様に、式（２９）、式（３２）、および式（５４）を用いて、ポンプ運転パターンＰｈで選択された各運転ポンプの軸動力Ｌ_Ph・xnを求めることができる。したがって、式（５６）に示されるように、ポンプ運転パターンＰｈで運転されるポンプ装置の総軸動力Ｌ_Phは、各運転ポンプの軸動力Ｌ_Ph・xnの総和から得ることができる。
Ｌ_Ph＝０．１６３×Ｈ_D ^＊×Σ（Ｑ_Ph・xn・R／（η_Ph・xn・R／１００）}
＝０．１６３×Ｈ_D ^＊×Σ{（Ｎ_Ph・xn／１００）×
ｇ（Ｈ_D ^＊／（Ｎ_Ph・xn／１００）²）／
（ｈ（Ｑ_Ph・xn・R／（Ｎ_Ph・xn ^＊／１００））／１００）}
・・・（５６）

図２１に示されるポンプ運転パターンＰｉの場合、このポンプ運転パターンＰｉで選択される運転ポンプは、ポンプ性能ｘ２のポンプ２だけである。したがって、式（５５）から、ポンプ装置の総軸動力Ｌ_Piを、以下の式（５７）から得ることができる。
Ｌ_P＝０．１６３×Ｈ_D ^＊×（Ｑ_Pi・x2・R／（η_Pi・x2・R／１００）・・・（５７）

図２２に示されるポンプ運転パターンＰｈの場合、このポンプ運転パターンＰｈで選択される運転ポンプは、ポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ２のポンプ２である。したがって、式（５６）から、ポンプ装置の総軸動力Ｌ_Phを、以下の式（５８）から得ることができる。
Ｌ_Ph＝０．１６３×Ｈ_D ^＊×{（Ｑ_Ph・x1・R／（η_Ph・x1・R／１００））＋
（Ｑ_Ph・x2・R／（η_Ph・x2・R／１００））} ・・・（５８）

ポンプ運転パターンＰｉで運転されるポンプ装置の総軸動力Ｌ_Piは、式（３５）（または式（５５））により算出することができる。ポンプ運転パターンがポンプ運転パターンＰｉからポンプ運転パターンＰｌに切り替わる際の総軸動力Ｌ_Plを算出する際には、ポンプ運転パターンＰｌで選択された各運転ポンプの軸動力Ｌ_Pl・xnの合計値である総軸動力Ｌ_Plから所定の設定値ΔＬを減算する。これは、ポンプ装置の総吐出流量がポンプ運転パターンの切り替え点付近で上下動した際に、ポンプ運転パターンが頻繁に切り替わる（すなわち、ハンチングする）おそれがあるからである。

そこで、図２４に示されるように、このようなハンチングを防止するために、ポンプ運転パターンを切り替えるか否かを決定する際に、流量の差分であるΔＱを設けて、ポンプ運転パターンＰｉからポンプ運転パターンＰｌへのポンプ運転パターンの切り替えを行う。図２４では、実際の運転点ＦからΔＱだけ減算された運転点Ｆ’が示されている。この手段として、ポンプ運転パターンＰｌで運転されるポンプ装置の総軸動力Ｌ_Plから所定の設定値ΔＬを減算することにより、ポンプ運転パターンＰｉがポンプ運転パターンＰｌに切り替わった直後に、ポンプ運転パターンＰｉに再び切り替わることを防止する。なお、ポンプ運転パターンがポンプ運転パターンＰｉからポンプ運転パターンＰｌに切り替わる場合にも、ポンプ装置の総軸動力を使用するが、総軸動力にΔＬの減算が入るため、厳密な意味合いとしては、総軸動力の比較を行なっているわけではない。所定の設定値ΔＬは、例えば５ｋＷである。

また、ハンチング防止の別方法として、図１に示されるように、タイマー３２を設けてもよい。図１に示されるタイマー３２は、コントローラ２０内に配置されているが、コントローラ２０の外部に配置されてもよい。この場合、タイマー３２は、コントローラ２０に配線で接続される。タイマー３２には、所定の遅延時間が設定されている。ポンプ運転パターン決定部２２は、タイマー３２に設定された遅延時間だけ遅れて、ポンプ運転パターンをポンプ運転パターンＰｉからポンプ運転パターンＰｈに、またはポンプ運転パターンＰｌに切り替えるか否かを決定する。上述した総軸動力Ｌ_Plから所定の設定値ΔＬを減算する方法と、タイマー３２により遅延時間を設ける方法のどちらか一方の方法だけで、ハンチングを防止してもよいし、両者を組み合わせて、ハンチングを防止してもよい。

コントローラ２０のポンプ運転パターン決定部２２は、このようにして求められたポンプ運転パターンＰｉで運転されるポンプ装置の総軸動力Ｌ_Piと、ポンプ運転パターンＰｈで運転されるポンプ装置の総軸動力Ｌ_Ph、またはポンプ運転パターンＰｌで運転されるポンプ装置の総軸動力Ｌ_Plとを比較して、総軸動力が低いポンプ運転パターンを決定する。具体的には、ポンプ装置の総吐出流量が増加しているときに、Ｌ_PhがＬ_Pi以下である（Ｌ_Pi≧Ｌ_Ph）場合、ポンプ装置のポンプ運転パターンをポンプ運転パターンＰｈに切り替える。ポンプ装置の総吐出流量が増加しているときに、Ｌ_PhがＬ_Piより大きい（Ｌ_Pi＜Ｌ_Ph）場合、ポンプ装置のポンプ運転パターンをポンプ運転パターンＰｉに維持する。ポンプ装置の総吐出流量が減少しているときに、Ｌ_Pl−ΔＬがＬ_Pi以下である（Ｌ_Pi≧（Ｌ_Pl−ΔＬ））場合、ポンプ運転パターンをポンプ運転パターンＰｌに切り替える。ポンプ装置の総吐出流量が減少しているときに、Ｌ_Pl−ΔＬがＬ_Piより大きい（Ｌ_Pi＜（Ｌ_Pl−ΔＬ））場合、ポンプ運転パターンをポンプ運転パターンＰｉに維持する。コントローラ２０は、ポンプ運転パターン決定部２２が決定したポンプ運転パターンでポンプ装置を運転する。なお、ポンプ運転パターンＰｉをポンプ運転パターンＰｌに切り替えるか否かをポンプ運転パターン決定部２２が判断する際には、ポンプ運転パターンＰｌで運転されるポンプ装置の総軸動力Ｌ_Plから所定の設定値ΔＬが減算される。

本実施形態によれば、ポンプ装置のポンプ運転パターンを切り替えるか否かを判断する際に、総軸動力が低くなる方のポンプ運転パターンが選択される。したがって、ポンプ装置を省エネルギーで運転することができる。また、運転ポンプは、必ず（ポンプ運転パターンをＰｉからＰｌに切り替える際のハンチング防止（−ΔＬ）を除く）軸動力が低くなるポンプ運転パターンで運転される。したがって、運転ポンプにかかる負荷が小さくて済むので、ポンプの軸受などの消耗部品にかかる負荷を低減することができ、その結果、ポンプ２の長寿命化を図ることができる。

ポンプ装置を省エネルギーで運転するためには、運転ポンプの総軸動力Ｌが最小となるポンプ運転パターンを決定する必要がある。しかしながら、ポンプ運転パターンは、ポンプ装置に配置されたポンプ２の台数によっては膨大な数になる場合があるため、複数のポンプ２に優先順位を設定し、優先順位の高いポンプ２が含まれるポンプ運転パターンを優先的に選択してもよい。ポンプ２の優先順位は、図１に示されるように、ポンプ運転パターン決定部２２内に配置された優先順位決定部２５に入力されるか、または格納されている。ポンプ運転パターン決定部２２は、この優先順位に基づいて、ポンプ運転パターンを切り替える際に、優先順位が高いポンプが運転ポンプとして選択されるポンプ運転パターンを決定してもよい。

図２５は、ポンプに優先順位が設けられている場合に、ポンプ運転パターンが切り替わる複数の運転点が示された運転特性曲線図（Ｑ−Ｈ線図）の一例である。図２５に示される運転特性曲線図（Ｑ−Ｈ線図）では、ポンプ性能ｘ１のポンプ２、ポンプ性能ｘ２のポンプ２、およびポンプ性能ｘ３のポンプ２が並列に配置されたポンプ装置が吐出圧力一定制御で運転されるときの運転特性曲線図（Ｑ−Ｈ線図）が示される。図２５は、ポンプ運転パターンが切り替えられる８つの運転点ａ，ｂ，ｃ，ｄ，ｅ，ｆ，ｇ，ｈを示している。

運転点ａは、上述したポンプ運転パターン決定アルゴリズムに従って運転ポンプの総軸動力が小さくなるように、ポンプ性能ｘ１のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンから、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンに切り替わる運転点である。運転点ｂは、ポンプ性能ｘ１のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンで運転が可能な上限の運転点である。運転点ｃは、上述したポンプ運転パターン決定アルゴリズムに従って運転ポンプの総軸動力が小さくなるように、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンから、ポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンに切り替わる運転点である。運転点ｄは、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンで運転が可能な上限の運転点である。

運転点ｅは、上述したポンプ運転パターン決定アルゴリズムに従って運転ポンプの総軸動力が小さくなるように、ポンプ性能ｘ３のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンから、ポンプ性能ｘ２のポンプ２とポンプ性能ｘ３のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンに切り替わる運転点である。運転点ｆは、上述したポンプ運転パターン決定アルゴリズムに従って運転ポンプの総軸動力が小さくなるように、ポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンから、ポンプ性能ｘ２のポンプ２とポンプ性能ｘ３のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンに切り替わる運転点である。運転点ｇは、ポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンで運転が可能な上限の運転点である。運転点ｈは、ポンプ性能ｘ３のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンで運転が可能な上限の運転点である。

図示した８つの運転点ａ，ｂ，ｃ，ｄ，ｅ，ｆ，ｇ，ｈは、ポンプ運転パターンが切り替えられる運転点の例示であり、この他にもポンプ運転パターンが切り替えられる運転点は存在する。また、全ての運転点ａ，ｂ，ｃ，ｄ，ｅ，ｆ，ｇ，ｈでポンプ運転パターンを切り替える必要はない。ポンプ運転パターン決定部２２は、優先順位決定部２５に入力されるか、または格納されたポンプ２の優先順位に基づいて、ポンプ運転パターンが切り替えられる運転点の最適な組み合わせを選択してもよい。

図２６は、図２５に示した運転点ａ，ｃ，ｆでポンプ運転パターンが切り替えられる場合に、ポンプ運転パターンで選択される運転ポンプを示す模式図である。図２７は、図２５に示した運転点ｃ，ｆでポンプ運転パターンが切り替えられる場合に、ポンプ運転パターンで選択される運転ポンプを示す模式図である。図２８は、図２５に示した運転点ｄ，ｅでポンプ運転パターンが切り替えられる場合に、ポンプ運転パターンで選択される運転ポンプを示す模式図である。図２６、図２７、および図２８では、ポンプ運転パターンで選択された運転ポンプがＯＮの位置にあり、選択されていないポンプがＯＦＦの位置にある。以下では、図２６に示されるポンプ運転パターンの組み合わせを、パターン組み合わせＡと称し、図２７に示されるポンプ運転パターンの組み合わせを、パターン組み合わせＢと称し、図２８に示されるポンプ運転パターンの組み合わせを、パターン組み合わせＣと称する。

図２６は、上述したポンプ運転パターン決定アルゴリズムに従って運転ポンプの総軸動力が小さくなるように、ポンプ運転パターンが切り替えられる例を示している。すなわち、運転点ａでは、運転ポンプの総軸動力が小さくなるように、ポンプ性能ｘ１のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンから、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンに切り替わる。運転点ｃでは、運転ポンプの総軸動力が小さくなるように、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンから、ポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンに切り替わる。運転点ｆでは、運転ポンプの総軸動力が小さくなるように、ポンプ性能ｘ１のポンプ２とポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンから、ポンプ性能ｘ３のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンに切り替わる。ポンプ装置の省エネルギーを最優先する場合には、ポンプ運転パターン決定部２２は、上述したポンプ運転パターン決定アルゴリズムに従って、図２６に示されるパターン組み合わせＡになるようにポンプ運転パターンを選択する。

一方で、優先順位決定部２５で、ポンプ性能ｘ２のポンプ２の優先順位がポンプ性能ｘ１のポンプ２の優先順位よりも高く設定されている場合は、ポンプ運転パターン決定部２２は、図２７に示されるパターン組み合わせＢを選択する。すなわち、ポンプ装置の運転点が運転点ａを超えない領域では、図２６に示されるパターン組み合わせＡの例とは相違して、ポンプ装置は、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンで運転される。ポンプ装置の運転点が運転点ａを超えると、図２６に示されるポンプ運転パターンと同様に、ポンプ装置は、運転ポンプの総軸動力が小さくなるポンプ運転パターンで運転される。

優先順位決定部２５で、ポンプ性能ｘ１のポンプ２の優先順位がポンプ性能ｘ２のポンプ２およびポンプ性能ｘ３のポンプ２の優先順位よりも低く設定されている場合は、ポンプ運転パターン決定部２２は、図２８に示されるパターン組み合わせＣを選択する。すなわち、ポンプ運転パターン決定部２２は、ポンプ性能ｘ１のポンプ２が運転ポンプとして含まれるポンプ運転パターンを選択しない。したがって、ポンプ装置は、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンで運転が可能な上限の運転点ｄまで、ポンプ性能ｘ２のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンで運転される。ポンプ装置の運転点が運転点ｄから運転点ｅの間にある場合は、ポンプ装置は、ポンプ性能ｘ３のポンプ２が運転ポンプとして選択されたポンプ運転パターンで運転される。ポンプ装置の運転点が運転点ｅを超えると、図２６に示されるパターン組み合わせＡと同様に、運転ポンプの総軸動力が小さくなるポンプ運転パターンで運転される。

ポンプ２の優先順位は、例えば、ポンプ設置後もしくは更新後の経過年数の長・短、ポンプ効率の大・小に相関関係のあるポンプ容量の大・小、ポンプ形式、比速度、運転回数・頻度、運転時間、および故障発生回数・頻度などの様々な要因を重み付けすることにより決定される。例えば、ポンプ性能ｘ２のポンプ２の運転時間と、ポンプ性能ｘ１のポンプ２の運転時間を平滑化するために、ポンプ性能ｘ２のポンプ２をなるべく使用したい場合には、図２７に示されるように、ポンプ性能ｘ２のポンプ２の優先順位をポンプ性能ｘ１のポンプ２よりも高く設定する。あるいは、ポンプ性能ｘ１のポンプ２が点検などで使用できない場合には、図２８に示されるように、ポンプ性能ｘ１のポンプ２の優先順位を、ポンプ性能ｘ２のポンプ２およびポンプ性能ｘ３のポンプ２の優先順位よりも低く設定して、ポンプ性能ｘ１のポンプ２が運転ポンプとして選択されないようにする。さらに、ポンプ容量の大・小、ポンプ形式、または比速度に基づいて、ポンプ２の優先順位を高くまたは低く設定してもよい。あるいは、運転回数・頻度、または運転時間が短いポンプ２の優先順位を、運転回数・頻度、または運転時間が長いポンプ２よりも高く設定してもよいし、故障発生回数・頻度が少ないポンプ２の優先順位を、故障発生回数・頻度が多いポンプ２の優先順位よりも高く設定してもよい。

このように、ポンプ２の優先順位が設定される場合、ポンプ装置の省エネルギーを図りながら、ポンプ２の運転時間の偏りをなくすことができるため、運転時間の長い特定のポンプ２が頻繁に故障するといった問題を防止することができるとともに、効率的および経済的なポンプ２の更新計画を立案することができる。さらに、ポンプ２の始動頻度を極力抑えることができるので、さらにポンプの長寿命化を図ることができる。

ポンプ効率ηはポンプ２の流量にも依存するので、容量の異なるポンプ２が運転ポンプとして選択された場合、ポンプ効率ηの比較によって、ポンプ運転パターンの切り替え前後の消費エネルギーを比較することができない。したがって、上述のポンプ運転パターン決定アルゴリズムでは、運転ポンプの総軸動力を求める必要がある。しかしながら、ポンプ運転パターンで選択される運転ポンプの容量が同一であれば、総軸動力まで算出しなくても、ポンプ１台あたりのポンプ効率を比較することにより、ポンプ運転パターンの切り替え前後の消費エネルギーを比較することができる。

ポンプ運転パターンを、ポンプ運転パターンＰｉ（運転ポンプはポンプ性能ｘ１のポンプ２）からポンプ運転パターンＰｈ（運転ポンプはポンプ性能ｘ１のポンプ２が２台）に切り替えた直後の総吐出流量と全揚程は、切り替え直前の総吐出流量と全揚程に等しいので、上記した式（１０）および式（１１）が成り立つ。

全ての運転ポンプが同一容量である場合、各運転ポンプの回転速度を揃えて（揃速）並列運転するのが一般的である。したがって、ポンプ運転パターンＰｉで選択された各運転ポンプの流量Ｑ_Pi・xn・R ^＊、およびポンプ運転パターンＰｈで選択された各運転ポンプの流量Ｑ_Ph・xn・R ^＊は、それぞれ以下の式（５９）および式（６０）のように表すことができる。
Ｑ_Pi・x1・R ^＊＝・・・＝Ｑ_Pi・xp・R ^＊＝ΣＱ_P・xn・R ^＊／ｐ＝Ｑ_B ^＊／ｐ
・・・（５９）
Ｑ_Ph・x1・R ^＊＝・・・＝Ｑ_Ph・xq・R ^＊＝ΣＱ_Ph・xn・R ^＊／ｑ＝Ｑ_B ^＊／ｑ
・・・（６０）
ここで、ｐは、ポンプ運転パターンＰｉで選択された運転ポンプの台数を表し、ｑは、ポンプ運転パターンＰｈで選択された運転ポンプの台数を表す。ｐおよびｑは、１以上の自然数である。

さらに、ポンプ運転パターンＰｉで選択された各運転ポンプのポンプ効率η_Pi・xn・R ^＊、およびポンプ運転パターンＰｈで選択された各運転ポンプのポンプ効率η_Ph・xn・R ^＊は、それぞれ以下の式（６１）および式（６２）のように表すことができる。
η_Pi・x1・R ^＊＝・・・＝η_Pi・xp・R ^＊ ・・・（６１）
η_Ph・x1・R ^＊＝・・・＝η_Ph・xq・R ^＊ ・・・（６２）

したがって、式（１０）、式（５９）および式（６１）を式（３５）に代入することにより、以下の式（６３）を得ることができ、式（１０）、式（６０）および式（６２）を式（３６）に代入することにより、以下の式（６４）を得ることができる。
Ｌ_Pi＝０．１６３×Ｈ_B ^＊×Σ（Ｑ_Pi・xn・R／（η_Pi・xn・R／１００））
＝０．１６３×Ｑ_B ^＊×Ｈ_B ^＊／（η_Pi・xp・R ^＊／１００） ・・・（６３）
Ｌ_Ph＝０．１６３×Ｈ_B ^＊×Σ（Ｑ_Ph・xn・R／（η_Ph・xn・R／１００））
＝０．１６３×Ｑ_B ^＊×Ｈ_B ^＊／（η_Ph・xq・R ^＊／１００） ・・・（６４）
式（６３）と式（６４）から明らかなように、ポンプ運転パターンＰｉ（運転ポンプはポンプ性能ｘ１のポンプ２）からポンプ運転パターンＰｈ（運転ポンプはポンプ性能ｘ１のポンプ２が２台）に切り替えた直後の運転ポンプの総軸動力は、運転ポンプ１台あたりのポンプ効率の違いにより決定される。

つまり、運転ポンプの容量が同一であれば、ポンプ運転パターンの切り替え前後での消費エネルギーの比較は、運転ポンプ１台あたりのポンプ効率の比較に置き換えることができる。

ポンプ運転パターンをポンプ運転パターンＰｉからポンプ運転パターンＰｌに切り替える際、ポンプ運転パターンが頻繁に切り替わる（すなわち、ハンチングする）ことを防止するために、上述のように、流量切り替えの差分であるΔＱを設ける。この手段として、本実施形態では、運転ポンプのポンプ効率から所定の設定値Δηを減算することにより、ポンプ運転パターンがポンプ運転パターンＰｌに切り替わった直後に、ポンプ運転パターンＰｉに再び切り替わることを防止する。なお、ポンプ運転パターンＰｉからポンプ運転パターンＰｌに切り替える場合にも、ポンプ運転パターンの決定にポンプ効率を使用するが、効率−Δηの減算が入るため、厳密な意味合いとしては、ポンプ効率の比較を行なっているわけではない。所定の設定値Δηは、例えば５％である。

上述したように、ハンチング防止の別方法として、タイマー３２を設けて、ポンプ運転パターンをポンプ運転パターンＰｉからポンプ運転パターンＰｈに、またはポンプ運転パターンＰｌに切り替えてもよい。ポンプ効率ηから所定の設定値ΔＬを減算する方法と、タイマー３２により遅延時間を設ける方法のどちらか一方の方法だけで、ハンチングを防止してもよいし、両者を組み合わせて、ハンチングを防止してもよい。

これまで、３台のポンプ（すなわち、ポンプ性能ｘ１のポンプ２、ポンプ性能ｘ２のポンプ２、およびポンプ性能ｘ３のポンプ２）が並列に配置されるポンプ装置が吐出圧力一定制御で運転される場合を例にして、ポンプ運転パターン制御方法の実施形態が説明されてきた。しかしながら、ポンプ装置に並列に配置されるポンプ２の台数は、２台であってもよいし、４台以上であってもよい。さらに、ポンプ装置に並列に配置される複数のポンプ２が推定末端圧力一定制御などの別の制御方法で制御される場合でも、上述したポンプ運転パターン制御方法を適用することができる。

以上本発明の実施形態について説明したが、本発明は上記実施形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載された技術的思想の範囲内において種々の変形が可能である。

１ 吸込水槽
２ ポンプ
３ 給水場所
５ 吸込配管
５’ 分岐吸込配管
６ 吐出配管
６’ 分岐吐出配管
７ 逆止弁
１１ 止水弁
１２ ポンプ吐出弁
１３ 止水弁
１５ モータ
１６ 速度制御装置
１７ 圧力計
１８ 流量計
１９ 回転速度計
２０ コントローラ
２１ 流量判断部
２２ ポンプ運転パターン決定部
２３ 回転速度制御ルール設定部
２４ 領域決定部
２５ 優先順位決定部
３２ タイマー

Claims (13)

1. 並列に配置された複数のポンプを有するポンプ装置で、運転ポンプの組み合わせであるポンプ運転パターンを、前記ポンプ装置の総吐出流量が増加したときにポンプ運転パターンＰｉからポンプ運転パターンＰｈに、または前記ポンプ装置の総吐出流量が減少したときにポンプ運転パターンＰｉからポンプ運転パターンＰｌに切り替えるポンプ運転パターン制御方法であって、
   前記ポンプ運転パターンを切り替える前後の前記総吐出流量および前記ポンプ運転パターンで選択された運転ポンプの回転速度が、前記ポンプ運転パターンが切り替え可能である領域内にあることを確認し、
   各運転ポンプの吐出流量および回転速度から、ポンプ運転パターンＰｉで運転したときの各運転ポンプのポンプ効率と、ポンプ運転パターンＰｈで運転したときの各運転ポンプのポンプ効率またはポンプ運転パターンＰｌで運転したときの各運転ポンプのポンプ効率を算出し、
   前記算出された各運転ポンプのポンプ効率から、ポンプ運転パターンＰｉで運転したときの各運転ポンプの軸動力と、ポンプ運転パターンＰｈで運転したときの各運転ポンプの軸動力またはポンプ運転パターンＰｌで運転したときの各運転ポンプの軸動力をそれぞれ算出し、
   算出された各運転ポンプの軸動力を合算して、ポンプ運転パターンＰｉで運転したときの総軸動力と、ポンプ運転パターンＰｈで運転したときの総軸動力またはポンプ運転パターンＰｌで運転したときの総軸動力を算出し、
   ポンプ運転パターンＰｉで運転したときの総軸動力と、ポンプ運転パターンＰｈで運転したときの総軸動力またはポンプ運転パターンＰｌで運転したときの総軸動力とを比較して、総軸動力が低い方のポンプ運転パターンを決定することを特徴とするポンプ運転パターン制御方法。
2. 前記ポンプ運転パターンＰｌで運転されるときの総軸動力を算出する際には、算出された総軸動力から所定の設定値を減算し、減算された総軸動力を前記ポンプ運転パターンＰｌで運転されるときの総軸動力とすることを特徴とする請求項１に記載のポンプ運転パターン制御方法。
3. 複数の運転ポンプが運転されるポンプ運転パターンの場合に、前記運転ポンプは、各運転ポンプの吐出圧力を同一にするための回転速度制御ルールにしたがって運転されることを特徴とする請求項１または２に記載のポンプ運転パターン制御方法。
4. 前記運転ポンプが同一容量を有する場合には、前記運転ポンプの回転速度を揃える揃速制御を行い、
   ポンプ運転パターンＰｉで運転したときの総軸動力と、ポンプ運転パターンＰｈで運転したときの総軸動力またはポンプ運転パターンＰｌで運転したときの総軸動力とを算出せずに、前記運転ポンプの１台あたりのポンプ効率を比較して、前記ポンプ効率が高くなる運転ポンプが選択されるポンプ運転パターンを決定することを特徴とする請求項１に記載のポンプ運転パターン制御方法。
5. タイマーで設定された遅延時間だけ遅れて、ポンプ運転パターンをポンプ運転パターンＰｉからポンプ運転パターンＰｈに、またはポンプ運転パターンＰｌに切り替えるか否かを決定することを特徴とする請求項１乃至４のいずれか一項に記載のポンプ運転パターン制御方法。
6. 前記ポンプ運転パターンを切り替える前後の前記総吐出流量および前記ポンプ運転パターンで選択された運転ポンプの回転速度が、前記ポンプ運転パターンを切り替え可能な領域内にあることを監視しながら制御することを特徴とする請求項１乃至５のいずれか一項に記載のポンプ運転パターン制御方法。
7. 前記複数のポンプに優先順位を設定し、優先順位の高いポンプが含まれる前記ポンプ運転パターンを優先的に選択することを特徴とする請求項１乃至６に記載のポンプ運転パターン制御方法。
8. ポンプ設置後もしくは更新後の経過年数の長・短に基づいて、前記複数のポンプの優先順位が設定されることを特徴とする請求項７に記載のポンプ運転パターン制御方法。
9. ポンプ容量の大・小、ポンプ形式、または比速度に基づいて、前記複数のポンプの優先順位が設定されることを特徴とする請求項７に記載のポンプ運転パターン制御方法。
10. 運転回数・頻度または運転時間に基づいて、前記複数のポンプの優先順位が設定されることを特徴とする請求項７に記載のポンプ運転パターン制御方法。
11. 故障発生回数・頻度に基づいて、前記複数のポンプの優先順位が設定されることを特徴とする請求項７に記載のポンプ運転パターン制御方法。
12. 並列に配置される複数のポンプを有するポンプ装置であって、
    前記複数のポンプの共通吐出管の圧力を計測する圧力計と、
    前記複数のポンプの総吐出流量を計測する流量計と、
    前記ポンプの回転速度を計測する回転速度計と、
    前記複数のポンプから選択される運転ポンプの組み合わせであるポンプ運転パターンと、前記運転ポンプの回転速度を制御するコントローラと、を備え、
    前記コントローラは、
    前記ポンプ装置の総吐出流量が増加しているか、または減少しているかを判断する流量判断部と、
    前記ポンプ運転パターンを切り替える前後の前記総吐出流量および前記ポンプ運転パターンで選択された運転ポンプの回転速度が、前記ポンプ運転パターンが切り替え可能である領域内にあることを確認する領域決定部と、
    各運転ポンプの吐出流量および回転速度から、ポンプ運転パターンＰｉで運転したときの各運転ポンプのポンプ効率と、ポンプ運転パターンＰｈで運転したときの各運転ポンプのポンプ効率またはポンプ運転パターンＰｌで運転したときの各運転ポンプのポンプ効率を算出し、前記算出された各運転ポンプのポンプ効率から、ポンプ運転パターンＰｉで運転したときの各運転ポンプの軸動力と、ポンプ運転パターンＰｈで運転したときの各運転ポンプの軸動力またはポンプ運転パターンＰｌで運転したときの各運転ポンプの軸動力をそれぞれ算出し、算出された各運転ポンプの軸動力を合算して、ポンプ運転パターンＰｉで運転したときの総軸動力と、ポンプ運転パターンＰｈで運転したときの総軸動力またはポンプ運転パターンＰｌで運転したときの総軸動力を算出し、ポンプ運転パターンＰｉで運転したときの総軸動力と、ポンプ運転パターンＰｈで運転したときの総軸動力またはポンプ運転パターンＰｌで運転したときの総軸動力とを比較して、総軸動力が低い方のポンプ運転パターンを決定するポンプ運転パターン決定部と、を有することを特徴とするポンプ装置。
13. 前記コントローラは、
    前記運転ポンプが同一容量を有する場合には、前記運転ポンプの回転速度を揃える揃速制御を行い、
    ポンプ運転パターンＰｉで運転したときの総軸動力と、ポンプ運転パターンＰｈで運転したときの総軸動力またはポンプ運転パターンＰｌで運転したときの総軸動力とを算出をせずに、前記運転ポンプの１台あたりのポンプ効率を比較して、前記ポンプ効率が高くなる運転ポンプが選択されるポンプ運転パターンを決定することを特徴とする請求項１２に記載のポンプ装置。
    

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