"一軸心まわりに相対回転可能な第1部材および第2部材を備え、該第1部材と該第2部材との一方が他方の内周側に挿入されている車両用オイルポンプであって、前記一軸心に直交する方向で前記第1部材と前記第2部材との間に介装され、該第1部材に対して該一軸心まわりの周方向に相対移動不能且つ該一軸心に平行な方向に摺動可能なスライダ部材を備えており、前記スライダ部材に設けられた突部が嵌め入れられており且つ該スライダ部材が前記第2部材に対し前記一軸心まわりに相対回転するに伴って該スライダ部材を該一軸心方向に往復させるカム溝が、前記第1部材に対向する前記第2部材の周面に形成されていることを特徴とする車両用オイルポンプ。前記カム溝は、前記第1部材と前記第2部材とが相対的に1回転する毎に前記スライダ部材を前記一軸心方向に2回以上往復させるように形成されていることを特徴とする請求項1に記載の車両用オイルポンプ。前記第2部材は非回転部材である一方で、前記第1部材は前記一軸心まわりに回転可能な回転部材であることを特徴とする請求項1又は2に記載の車両用オイルポンプ。前記スライダ部材は、前記第1部材と前記第2部材との間において前記一軸心まわりに環状に複数配設されており、前記第1部材と前記第2部材と前記スライダ部材とに囲まれて形成された複数の油室の各容積が、該第1部材と該第2部材との相対回転角度に対応する前記スライダ部材の往復運動によって変化することを特徴とする請求項1から3の何れか1項に記載の車両用オイルポンプ。前記第2部材には前記カム溝が複数形成されており、前記スライダ部材の突部が嵌め入れられるカム溝を前記複数のカム溝のうちの何れかに切り替えるカム溝切換機構を含むことを特徴とする請求項1から4の何れか1項に記載の車両用オイルポンプ。特許文献1に開示されているようなアキシアルピストンポンプは、そのポンプの吐出量の割にはそのポンプ構造が複雑であり、ポンプの体格が大きいという課題があった。更に、アキシアルピストンポンプは、ピストン数を増やすほど油圧脈動は小さくなるがそのピストン数を増やすにも限度があるので、同程度の体格である他形式のポンプ、例えば内接形歯車ポンプ、外接形歯車ポンプ、ベーン式ポンプと比較して油圧脈動が大きくなるという課題があった。また、車両用オイルポンプとして、内周歯を備えたドリブンギヤとその内周歯に噛み合う外周歯を備えたドライブギヤとを含む内接形歯車ポンプがよく用いられるが、この内接形歯車ポンプにも種々の課題があった。例えば、上記ドリブンギヤの直径が大きく、上記ドリブンギヤの外周面とポンプ軸心に垂直な上記ドライブギヤ及び上記ドリブンギヤの側面とにおいて、油の剪断に起因した摩擦損失が大きいという課題があった。また、上記内接形歯車ポンプでは、上記ドリブンギヤがそのドリブンギヤに対して偏心した上記ドライブギヤによって回転駆動されることと、吸入口側と吐出口側との間の油圧差とによって上記ドリブンギヤが回転軸心に対し偏心させられ、その偏心によって、上記ドリブンギヤと上記ドライブギヤとの噛合効率が悪化し、上記ドリブンギヤの磨耗が助長される可能性があるという課題があった。なお、このような各オイルポンプに関する課題は未公知のことである。本発明は以上の事情を背景として為されたもので、その目的とするところは、アキシアルピストンポンプと比較して簡単な構造で、且つ、内接形歯車ポンプと比較して損失を低減できる車両用オイルポンプを提供することにある。上記目的を達成するための第1発明の要旨とするところは、a一軸心まわりに相対回転可能な第1部材および第2部材を備え、その第1部材とその第2部材との一方が他方の内周側に挿入されている車両用オイルポンプであって、b前記一軸心に直交する方向で前記第1部材と前記第2部材との間に介装され、その第1部材に対してその一軸心まわりの周方向に相対移動不能且つその一軸心に平行な方向に摺動可能なスライダ部材を備えており、c前記スライダ部材に設けられた突部が嵌め入れられており且つそのスライダ部材が前記第2部材に対し前記一軸心まわりに相対回転するに伴ってそのスライダ部材をその一軸心方向に往復させるカム溝が、前記第1部材に対向する前記第2部材の周面に形成されていることを特徴とする。このようにすれば、前記アキシアルピストンポンプと比較して少ない種類の構成部品によって、前記スライダ部材を前記アキシアルピストンポンプのピストンと同様に機能させることができるので、アキシアルピストンポンプと比較して簡単な構造で、前記車両用オイルポンプを構成することが可能である。また、前記第1発明の車両用オイルポンプでは、前記第1部材と前記第2部材とが互いに偏心されて配置されてはおらず、また、内接形歯車ポンプで油の剪断に起因した摩擦損失を発生させる前記ドリブンギヤの外周面及び側面に相当する箇所が存在しないので、その内接形歯車ポンプと比較して損失を低減することが可能である。また、第2発明の要旨とするところは、前記第1発明の車両用オイルポンプであって、前記カム溝は、前記第1部材と前記第2部材とが相対的に1回転する毎に前記スライダ部材を前記一軸心方向に2回以上往復させるように形成されていることを特徴とする。このようにすれば、油オイルを吸入する方向に前記スライダ部材が移動させられることによって生じる例えば油吸入部分に相当する低油圧箇所と、油を吐き出す方向に前記スライダ部材が移動させられることによって生じる例えば油吐出部分に相当する高油圧箇所とが前記一軸心まわりに交互に複数組発生するので、上記低油圧箇所と上記高油圧箇所との油圧差によって前記第1部材と前記第2部材とを互いに偏心させようとする径方向の力が相殺されるように、上記低油圧箇所と上記高油圧箇所とをそれぞれ配置できる。その結果として、例えば前記第1部材と前記第2部材とが相対的に1回転する毎に前記スライダ部材が1往復させられる場合と比較して、油圧に起因した前記第1部材と前記第2部材との互いの偏心が抑えられ、前記第1部材および前記第2部材の耐久性悪化を抑制できる。また、第3発明の要旨とするところは、前記第1発明又は前記第2発明の車両用オイルポンプであって、前記第2部材は非回転部材である一方で、前記第1部材は前記一軸心まわりに回転可能な回転部材であることを特徴とする。このようにすれば、前記第1部材が前記一軸心まわりに回転させられると、前記スライダ部材は、その一軸心方向に往復運動を行いつつ、前記第1部材と共にその一軸心まわりに回転する。そして、前記第2部材に設けられた前記カム溝は回転しない。従って、油が吸入される吸入口と油が吐き出される吐出口との各々を上記一軸心まわりに回転しない一定箇所に設けることができる。例えば仮に、前記第1部材が非回転部材である一方で、前記第2部材が前記一軸心まわりに回転可能な回転部材であったとすれば、前記スライダ部材は、上記第2部材の回転に伴い、前記一軸心まわりの周方向位置を変えずにその場で往復運動をさせられるので、車両用オイルポンプの同一箇所から交互に油の吸入と吐出とが行われることになる。そうなると、この車両用オイルポンプに接続される油圧回路が、油の吸入時と吐出時とで流路を切り替える機能を備える必要が生じる。また、第4発明の要旨とするところは、前記第1発明から前記第3発明の何れか一の車両用オイルポンプであって、a前記スライダ部材は、前記第1部材と前記第2部材との間において前記一軸心まわりに環状に複数配設されており、b前記第1部材と前記第2部材と前記スライダ部材とに囲まれて形成された複数の油室の各容積が、その第1部材とその第2部材との相対回転角度に対応する前記スライダ部材の往復運動によって変化することを特徴とする。このようにすれば、前記スライダ部材を多く配設することで、車両用オイルポンプの吐出油圧の脈動を小さくすることが可能である。また、第5発明の要旨とするところは、前記第1発明から前記第4発明の何れか一の車両用オイルポンプであって、a前記第2部材には前記カム溝が複数形成されており、b前記スライダ部材の突部が嵌め入れられるカム溝を前記複数のカム溝のうちの何れかに切り替えるカム溝切換機構を含むことを特徴とする。このようにすれば、前記スライダ部材の突部が嵌め入れられるカム溝を上記カム溝切換機構によって切り替えることで、車両用オイルポンプの吐出流量を切り替えることができる。ここで、好適には、a前記カム溝は、前記一軸心まわりの1周にわたって連続的に連なっており、bその一軸心を含む断面におけるそのカム溝の位置は、前記一軸心まわりの前記断面の周方向角度に応じてその一軸心方向に変化する。また、好適には、前記カム溝は、前記スライダ部材を、そのスライダ部材の前記一軸心まわり周方向位置に応じたその一軸心方向の軸方向位置に拘束する。以下、本発明の実施例を、図面を参照しつつ詳細に説明する。図1は、本発明の一実施例である車両用オイルポンプ10の正面図である。図2は、図1において車両用オイルポンプ10をII-II方向に見た車両用オイルポンプ10のII-II矢視断面図である。図3は、車両用オイルポンプ10の斜視図である。図1及び図2に示すように、車両用オイルポンプ10は、第1部材であるポンプロータ12と、第2部材であるポンプボディ14と、複数のスライダ部材16と、ポンプカバー18とを備えている。例えば、この車両用オイルポンプ10は、車両用変速機の油圧供給源となるオイルポンプであって、エンジンに取り付けられ、エンジンによって回転駆動されるオイルポンプである。すなわち、ポンプボディ14がエンジンのシリンダブロック20などの非回転部材に固定されており、ポンプロータ12がエンジンのクランク軸などの駆動軸によってポンプ軸心RC1まわりに回転させられることにより、車両用オイルポンプ10はオイルポンプとして機能する。なお、上記ポンプ軸心RC1は本発明の一軸心に対応する。ポンプロータ12は、非回転部材であるポンプボディ14の内周側に挿入されており、そのポンプボディ14に対してポンプ軸心RC1まわりに回転可能な回転部材である。そのポンプロータ12は、ポンプ軸心RC1を軸心とする円筒状のロータ本体部22と、そのロータ本体部22の内周面24から径方向に突き出た1対の係止部26と、ポンプ軸心RC1を中心としてロータ本体部22の外周面28から放射状に突き出た矩形形状の複数の隔壁部30とを備えている。上記内周面24によって構成される嵌合穴には例えば前記クランク軸などの駆動軸が嵌め入れられる。そして、その駆動軸に設けられた軸方向のキー溝に前記係止部26が嵌め入れられることにより、ポンプロータ12はその駆動軸に対し相対回転不能に連結される。隔壁部30は、スライダ部材16の個数と同数だけ設けられている。図1におけるスライダ部材16および隔壁部30の数は何れも28個である。そして、複数の隔壁部30は、ポンプ軸心RC1まわりの周方向に等間隔の角度を有して各々配設されている。複数の隔壁部30の先端面32を全て連ねると、ポンプ軸心RC1を中心とする円筒が構成される。その先端面32の各々がポンプボディ14の内周面56と対向することで、ポンプロータ12は、ポンプボディ14の内周側に回転可能な状態で嵌合している。複数のスライダ部材16は、ポンプ軸心RC1に直交する方向でポンプロータ12とポンプボディ14との間に介装されており、そのポンプロータ12とポンプボディ14との間においてポンプ軸心RC1まわりに環状に配設されている。具体的には、複数のスライダ部材16の各々は、隣り合う前記隔壁部30で相対向する隔壁部30の側面34とポンプロータ12の外周面28とで構成された摺動溝36に嵌め入れられている。詳細には、スライダ部材16は、ポンプロータ12に対して、ポンプ軸心RC1まわりの周方向に相対移動不能且つポンプ軸心RC1に平行な方向に摺動可能にされている。具体的なスライダ部材16の形状は、図4~図6に示す通りである。図4は、ポンプ軸心RC1方向に見たスライダ部材16の正面図であり、図5は、図4において矢印AR01方向に見たスライダ部材16の側面図であり、図6は、スライダ部材16の斜視図である。図4~図6に示すように、スライダ部材16は、ポンプロータ12の摺動溝36に嵌め入れられるピストン部40と、そのピストン部40からポンプ軸心RC1を中心とする外周側に突き出た円柱状の突部42とを備えている。そのピストン部40は図4の正面図では扇形形状をしている。ピストン部40においてポンプ軸心RC1に平行な4つの側面のうち、ポンプ軸心RC1に近い側の内周側側面44はポンプロータ12の外周面28に相対向して摺動し、ポンプ軸心RC1から遠い側の外周側側面46はポンプボディ14の内周面56に相対向して摺動し、残る2つの周方向側面48,50はそれぞれ隔壁部30の側面34に相対向して摺動する。また、スライダ部材16を滑らかに摺動させるために、ピストン部40のポンプ軸心RC1方向の長さは、ポンプ軸心RC1まわりのピストン部40の周方向長さと、ポンプ軸心RC1に直交するピストン部40の径方向長さとの何れよりも長い方が好ましい。スライダ部材16の突部42は、例えば図5に示すように外周側側面46の中央部分から突き出ている。このスライダ部材16のピストン部40および突部42は一部品で構成されていても差し支えないが、それぞれが別個の部品として製造され相互に組み合わされてスライダ部材16を構成しても差し支えない。図1~3に戻り、ポンプボディ14は、例えばエンジンのシリンダブロック20等に対し固定された非回転部材である。ポンプボディ14には、ポンプ軸心RC1を中心とする円筒状の内周面56により構成されたロータ嵌合穴58が形成されている。このロータ嵌合穴58には、ポンプロータ12が複数のスライダ部材16と共にポンプ軸心RC1まわりに回転可能に嵌め入れられている。そして、ポンプロータ12がポンプボディ14に対して回転すれば、ポンプロータ12に含まれる複数の隔壁部30の先端面32と、複数のスライダ部材16に含まれるピストン部40の外周側側面46とが、ポンプボディ14の内周面56に対してポンプ軸心RC1まわりに周方向に摺動する。また、ポンプボディ14の内周面56には、ポンプ軸心RC1まわりの1周にわたって滑らか且つ連続的に連なったカム溝60が形成されている。このカム溝60は、図3に破線で示すように、ポンプ軸心RC1まわりの周方向位置に応じてポンプ軸心RC1方向に往復する波状の軌跡で連なっている。言い換えれば、ポンプ軸心RC1を含む断面におけるカム溝60の位置は、ポンプ軸心RC1まわりのその断面の周方向角度に応じてポンプ軸心RC1方向に変化している。そして、カム溝60はスライダ部材16をガイドするガイド溝として機能しており、カム溝60には、スライダ部材16に設けられた突部42が各々嵌め入れられている。なお、図3では、図示を簡潔なものにするため、多数の前記隔壁部30と多数のスライダ部材16とのうち、1つのスライダ部材16及びそれに隣接する2つの隔壁部30を表示するにとどめている。また、カム溝60の詳細に関しては図7を用いて後述する。ポンプカバー18は、ポンプボディ14に固定されており、ポンプロータ12と複数のスライダ部材16とポンプボディ14とをポンプ軸心RC1方向の一方にて覆う例えば平板状のカバー部材である。ポンプカバー18には、ポンプロータ12に連結される駆動軸と干渉しないように貫通穴72が設けられている。また、ポンプカバー18には、ポンプ軸心RC1方向におけるスライダ部材16のピストン部40上には、油が吸入される吸入口74と油が吐き出される吐出口76とがポンプ軸心RC1方向まわりに交互に等間隔で配設されており、その吸入口74と吐出口76とが部分的に開口した開口部となっている。本実施例では、ポンプロータ12の1回転当たりスライダ部材16がポンプ軸心RC1方向に2回往復するので図7参照、図1に示すように、2つの吸入口74と2つの吐出口76とが設けられている。本実施例では、ポンプロータ12のロータ本体部22および隔壁部30は、ポンプロータ12がポンプカバー18に対してポンプ軸心RC1まわりに回転することを阻害しない範囲で、ポンプロータ12に対向するポンプカバー18の内側側面78に極めて近接して設けられているが、ロータ本体部22および隔壁部30が上記内側側面78に対しポンプ軸心RC1まわりに摺動可能であっても差し支えない。図7は、図1に示すように環状に配設された複数のスライダ部材16を直列的に1周分を展開して、そのスライダ部材16の各々のポンプ軸心RC1方向の軸方向位置を示した展開図である。図7に示すポンプ軸心RC1まわりの周方向位置である1~28位置は、図1に示す同番号の位置を表している。図7に示すように、スライダ部材16の突部42がポンプボディ14のカム溝60に嵌め入れられているので、スライダ部材16は、カム溝60により、そのスライダ部材16のポンプ軸心RC1まわりの周方向位置に応じた上記軸方向位置に拘束される。すなわち、そのカム溝60は、スライダ部材16がポンプボディ14に対しポンプ軸心RC1まわりに相対回転するに伴って、スライダ部材16をポンプ軸心RC1方向に往復させることになる。そのカム溝60は、ポンプロータ12とポンプボディ14とが相対的に1回転する毎にスライダ部材16をポンプ軸心RC1方向に2回以上往復させるように形成されているのが好ましく、本実施例では図7に示すように、スライダ部材16を2回往復させるように形成されている。図7におけるスライダ部材16の動作を、ポンプロータ12が図1の矢印ARrt方向に回転する場合すなわち正方向に回転する場合を例に説明すると、1~7位置および15~21位置では、スライダ部材16は、ポンプロータ12が回転するに従ってポンプカバー18から離れる方向に移動する。そのため、ポンプカバー18とスライダ部材16との間においてポンプロータ12とポンプボディ14とスライダ部材16とに囲まれて形成された油室80の容積は、ポンプロータ12が回転するに従って拡大し、それにより、その油室80に吸入口74から油が吸入される。また、8~14位置および22~28位置では、スライダ部材16は、ポンプロータ12が回転するに従ってポンプカバー18に近づく方向に移動する。そのため、上記油室80の容積は、ポンプロータ12が回転するに従って縮小し、それにより、その油室80から吐出口76に向けて油が吐き出される。このようなスライダ部材16の動作から、吸入口74は、スライダ部材16が上記油室80に油を吸入するポンプ軸心RC1まわりの周方向位置、例えば図1,図7の1~7位置および15~21位置にて、開口して設けられている。また、吐出口76、スライダ部材16が上記油室80から油を吐き出させるポンプ軸心RC1まわりの周方向位置、例えば図1,図7の8~14位置および22~28位置にて、開口して設けられている。要するに、車両用オイルポンプ10では、スライダ部材16がポンプロータ12の1回転当たり2回往復し、油の吸入吐出工程がポンプロータ12の1回転当たり2回行われるので、吸入口74および吐出口76はそれぞれ2箇所ずつ設けられている。このことから判るように、ポンプロータ12の1回転当たりのスライダ部材16の往復回数と、吸入口74および吐出口76のそれぞれの配設数とは互いに同数になっている。上記図7を用いて説明したように、上記油室80の各容積が、ポンプロータ12とポンプボディ14との相対回転角度に対応するスライダ部材16の往復運動によって変化するので、車両用オイルポンプ10はポンプロータ12を回転駆動させることによりポンプとして機能する。次に、本実施例の車両用オイルポンプ10が従来のオイルポンプに対して優れている点について説明する。図8は、従来の内接形歯車ポンプ710と本実施例の車両用オイルポンプ10とのそれぞれにおいて、油の剪断による摩擦損失単位は例えばNmとポンプの回転速度との関係を表したグラフである。図8aは上記内接形歯車ポンプ710における上記摩擦損失とポンプの回転速度との関係を表しており、図8bは車両用オイルポンプ10における上記摩擦損失とポンプの回転速度との関係を表している。その図8aの縦軸及び横軸と、図8bの縦軸及び横軸とはそれぞれ、対比可能なように、相互に同一のスケールで表示されている。また、図9は、図8にて上記摩擦損失とポンプの回転速度との関係が表された内接形歯車ポンプ710の概略図である。図9の内接形歯車ポンプ710は一般的な内接形歯車ポンプであって、外歯を有するドライブギヤ712とその外歯に噛み合う内歯を有するドリブンギヤ714とを備えている。そのドライブギヤ712のシャフト貫通穴716には、ポンプを駆動する駆動軸がドライブギヤ712と相対回転不能に嵌合されている。そして、ドライブギヤ712が上記駆動軸によって回転駆動されると、そのドライブギヤ712によってドリブンギヤ714が回転させられ、内接形歯車ポンプ710がポンプとして機能する。図8では、図8aとbとの間で適切な相互比較を行うため、車両用オイルポンプ10と内接形歯車ポンプ710との間で、両ポンプ10,710の理論吐出量、ポンプロータ12とドライブギヤ712との軸方向幅、ポンプロータ12の内周面24の直径とシャフト貫通穴716の直径は、それぞれ相互に同一値とされている。図8aにおいて、ドリブンギヤ外周面の摩擦損失すなわち摩擦損失トルクは下記式1によりL1単位はNmとして算出されている。また、図8aにおいて、ギヤ側面の摩擦損失摩擦損失トルクは下記式2により算出されるドリブンギヤ714の側面の摩擦損失L2単位はNmと、下記式3により算出されるドライブギヤ712の側面の摩擦損失L3単位はNmとを合計したものである。上記ドリブンギヤ714およびドライブギヤ712のそれぞれの側面とはそれらの軸方向に垂直な側面のことである。図8bにおけるギヤ側面の摩擦損失トルクとは、ポンプカバー18の内側側面78に対向するポンプロータ12の側面においてそのポンプロータ12とポンプカバー18との間での油の剪断による摩擦損失トルク単位はNmである。L1=π×μ×n2/1800×10200×Z1/Z2×B×D3/Sn1L2=π×μ×n2/1800×10200×Z1/Z2×D4-Df24/8×Sa2L3=π×μ×n2/1800×10200×Dp14-Df14/8×Sa3ここで、上記式1~式3において、μはオイル油の粘度単位はkgfscm2であり、nはドライブギヤ712の回転速度単位はrpmであり、Z1はドライブギヤ712の歯数であり、Z2はドリブンギヤ714の歯数であり、Bはドリブンギヤ714の歯幅単位はcmであり、Dはドリブンギヤ714の外径単位はcmであり、Snはドリブンギヤ714の外周面718図9参照とその外周面718が摺動する非回転部材との間の径方向隙間すなわちボディクリアランス単位はcmであり、Df2はドリブンギヤ714の歯元径単位はcmであり、Df1はドライブギヤ712の歯元径単位はcmであり、Saはドライブギヤ712及びドリブンギヤ714と非回転部材との間の軸方向隙間すなわちサイドクリアランス単位はcmであり、Dp1はドライブギヤ712のピッチ円径単位はcmである。また、車両用オイルポンプ10では、ポンプロータ12が回転すると、スライダ部材16がポンプロータ12及びポンプボディ14に対して摺動するので、そのスライダ部材16の摺動面において油の剪断による摩擦損失が生じる。そこで、そのスライダ部材16の摺動面で生じる摩擦損失トルクを簡易に算出するため、滑らかに湾曲しているカム溝60が図10に示すように直線的な軌跡を有すると仮定して上記摺動面で生じる摩擦損失トルクを算出している。図10は、直線的な軌跡を有すると仮定されたカム溝60のポンプ軸心RC1まわりの1周分を一平面上に展開したカム溝60の簡略化モデル図である。図10において、LTOTALはポンプ軸心RC1まわり1周分のカム溝60全長を示し、STRKはカム溝60のポンプ軸心RC1方向の振れ幅すなわちスライダ部材16のポンプ軸心RC1方向ストロークを示し、LQTは上記全長LTOTALの1/4の長さすなわち上記ストロークSTRKに対応した周方向長さを示し、θはポンプ軸心RC1に垂直な平面に対するカム溝60の角度すなわち溝角度を示し、Fxはスライダ部材16の摺動面で生じる摩擦力のポンプ軸心RC1方向成分を示している。この図10のようにカム溝60を仮定して、スライダ部材16の摺動面で生じる摩擦損失トルクを算出した結果、その摩擦損失トルクは、極めて小さい値となったので、図8bには表示されていない。また、車両用オイルポンプ10には、内接形歯車ポンプ710におけるドリブンギヤ714の外周面に相当する箇所が存在しないので、図8bには、そのドリブンギヤ714の外周面に相当する箇所で生じる摩擦損失トルクは表示されていない。上述した図8aと図8bとを対比して、車両用オイルポンプ10と内接形歯車ポンプ710との摩擦損失トルクを互いに比較してもよいが、より比較し易くするため、図8abに表された両ポンプ10,710の上記摩擦損失トルクとポンプの回転速度との関係が1つのグラフすなわち図11に表されている。その図11において、両ポンプ10,710の上記摩擦損失トルクを相互に比較すれば判るように、本実施例の車両用オイルポンプ10では、内接形歯車ポンプ710と比較して、油の剪断に起因した摩擦損失トルクを低く抑えることが可能である。この図11にに示すように、車両用オイルポンプ10における油の剪断に起因した摩擦損失が内接形歯車ポンプ710に比して低くなるのは、内接形歯車ポンプ710における上記摩擦損失の主要因となっているドリブンギヤ714の側面および外周面に相当する箇所が本実施例の車両用オイルポンプ10には存在しないからである。また、本実施例の車両用オイルポンプ10ではポンプロータ12の1回転あたりスライダ部材16は2回往復するだけであるので、スライダ部材16のポンプ軸心RC1方向の摺動速度が極めて小さく、スライダ部材16の摺動面で生じる上記摩擦損失が極めて小さくなるからである。また、図1に示すように、本実施例の車両用オイルポンプ10では、ポンプカバー18においてスライダ部材16にポンプ軸心RC1方向で対向する箇所は、殆どが吸入口74または吐出口76であって開口しており、その吸入口74及び吐出口76では、ポンプロータ12がポンプカバー18に対して回転しても前記油の剪断に起因した摩擦損失は殆ど発生しないからである。更に、内接形歯車ポンプ710では、ドライブギヤ712とドリブンギヤ714とが互いに偏心して噛み合っているので、上記油の剪断に起因した摩擦損失に加えて、そのギヤ同士の噛合いに起因した摩擦損失も発生する。従って、そのギヤ同士の噛合いに起因した摩擦損失すなわちギヤ同士が擦れ合う摩擦損失をも加味すれば、内接形歯車ポンプ710の摩擦損失は、図11に示す摩擦損失よりも更に大きくなる。図12は、本実施例の車両用オイルポンプ10において油圧により生じるポンプロータ12の回転方向の抗力を、図10の簡略化モデル図の一部を抜粋して示した図である。図13は、本実施例の車両用オイルポンプ10においてスライダ部材16の突部42とその突部42が摺動するカム溝60の側面摩擦面との摩擦により生じるポンプロータ12の回転方向の抗力を、図10の簡略化モデル図の一部を抜粋して示した図である。そして、図14は、カム溝60の溝角度θ図10参照と、図12及び図13に表された力及び駆動トルクTfoのそれぞれとの関係を示したグラフである。図12、図13、及び図14において、STRK,LQT,θは図10に用いられているものと同じであり、矢印AR02はポンプロータ12の回転方向を示しており、Fxoはスライダ部材16にかかるポンプ軸心RC1方向の力吐出側を正方向を示しており、Froは油室80内の油圧による力のポンプロータ回転方向抗力を示しており、Fvはカム溝60の上記摩擦面に垂直な摩擦面垂直抗力を示しており、μはカム溝60と上記突部42との動摩擦係数鋼と鋼との動摩擦係数を示しており、Fμはカム溝60に沿った動摩擦力を示しており、Frμは上記動摩擦力Fμのポンプロータ回転方向成分すなわち摩擦による力のポンプロータ回転方向抗力を示しており、Tfoは車両用オイルポンプ10を回転駆動させるために要する駆動トルクを示している。その車両用オイルポンプ10の駆動トルクTfoは、主として、油圧による反力トルクと、カム溝60と突部42との摩擦による反力トルクとに対抗するものであるので、上記油圧による力のポンプロータ回転方向抗力Froと上記摩擦による力のポンプロータ回転方向抗力Frμとの和として算出されるTfo=FroFrμ。図14に示すように、本実施例の車両用オイルポンプ10では、カム溝60の溝角度θが大きくなるほど、大きな駆動トルクTfoが必要となる。ここで、ポンプの駆動トルクに関して、本実施例の車両用オイルポンプ10と図9の内接形歯車ポンプ710とを比較してみる。そのための図が図15である。図15は、ポンプの駆動トルクと前記カム溝60の溝角度θとの関係を、図9の内接形歯車ポンプ710と本実施例の車両用オイルポンプ10とに関して示したグラフである。図15では、適切な相互比較を行うため、車両用オイルポンプ10と内接形歯車ポンプ710との間で、両ポンプ10,710の理論吐出量、吐出圧、及び吸入圧は、それぞれ相互に同一値とされている。図15に示される車両用オイルポンプ10の駆動トルクTfoは図14のものと同じである。図15において、内接形歯車ポンプ710にはそもそもカム溝60の溝角度θというものが無いので、その内接形歯車ポンプ710の駆動トルクは一定値で示されており、具体的にその内接形歯車ポンプ710の駆動トルクは下記式4により算出される。下記式4において、T3は内接形歯車ポンプ710の駆動トルク単位はNmであり、ΔPは吐出圧と吸入圧との油圧差=吐出圧-吸入圧すなわち差圧単位はkgfcm2であり、Qは内接形歯車ポンプ710の吐出量単位はcm3/sであり、Nはドライブギヤ712の回転速度単位はrpmである。T3=30×ΔP×Q/π×N×98×1024図15に示すように、本実施例の車両用オイルポンプ10は、カム溝60の溝角度θが大きくなるほど、大きな駆動トルクTfoを必要とする。しかし、図15から、車両用オイルポンプ10では、カム溝60の溝角度θを、車両用オイルポンプ10の駆動トルクTfoが内接形歯車ポンプ710の駆動トルクT3を超える所定角度以下に設定することで、内接形歯車ポンプ710との比較において車両用オイルポンプ10の駆動トルクTfoを低減できることが判る。図16は、本実施例の車両用オイルポンプ10と図9の内接形歯車ポンプ710との間で耐キャビテーション性能を比較するために、それぞれのポンプにおいて、ポンプの回転速度単位はrpmとポンプの吸入流速単位はmsとの関係を表したグラフである。図16では、キャビテーションを回避できる上限の吸入流速すなわちキャビテーション限界流速がLMTCとして示されている。図16では、適切な相互比較を行うため、車両用オイルポンプ10と内接形歯車ポンプ710との間で、両ポンプ10,710の理論吐出量、ポンプロータ12とドライブギヤ712との軸方向幅、ポンプロータ12の内周面24の直径とシャフト貫通穴716の直径は、それぞれ相互に同一値とされている。また、内接形歯車ポンプ710の吸入流速VGinは、ドライブギヤ712の外歯とドリブンギヤ714の内歯との間で油の吸入に寄与する軸方向に垂直な吸入面積AGin図9の破線による斜線部で、吸入流量QGin単位はm3sを割ることによって算出されるVGin=QGin/AGin。また、本実施例の車両用オイルポンプ10に関しては、ポンプロータ12の1回転当たりスライダ部材16が2回往復することと、スライダ部材16のポンプ軸心RC1方向のストローク量STRKとに基づいて、スライダ部材16のポンプ軸心RC1方向のスライド速度が算出され、車両用オイルポンプ10の吸入流速V1inは、そのスライド速度に等しいとみなされる。このようにして算出された両ポンプ10,710の吸入流速V1in,VGinを図16において比較すると、本実施例の車両用オイルポンプ10の吸入流速V1inは内接形歯車ポンプ710の吸入流速VGinに対して小さく、そのため、キャビテーション限界流速LMTCに対する余裕がより大きくなっている。更に、両ポンプ10,710の吸入流速の差=VGin-V1inはポンプの回転速度が高いほど拡大する。従って、本実施例の車両用オイルポンプ10は、耐キャビテーション性能において内接形歯車ポンプ710よりも優位であると言える。例えば、本実施例の車両用オイルポンプ10は、内接形歯車ポンプ710と比較して、キャビテーションを回避しつつより高速回転で駆動できるので、車両用オイルポンプ10を小型化し易いというメリットがある。本実施例の車両用オイルポンプ10は、他の構造のポンプ、例えば、図9の内接形歯車ポンプ710やアキシアルピストンポンプ等に対して、相互に理論吐出量を同一とし且つポンプ体格を略同一として比較した場合、吐出圧の油圧脈動性能の面でも優位である。すなわち、車両用オイルポンプ10は、上記他の構造のポンプと比較して、吐出圧の脈動を小さく抑えることが可能である。なぜなら、ポンプのロータの1回転当たりの油が閉じ込められる個別油室数が多いほど、本実施例で言えば油室80の数が多いほど、上記吐出圧の脈動は小さくなるものだからである。具体的に言えば、車両用オイルポンプ10において油室80の数は28であり、車両用オイルポンプ10と同じ構造を採用すれば、内接形歯車ポンプ710の上記個別油室数に相当するドライブギヤ712の歯数、及び、アキシアルピストンポンプの上記個別油室数に相当するピストン数よりも、格段に多くの油室80を設けることが可能だからである。本実施例の車両用オイルポンプ10の回転部材の耐偏心性能に関して、例えば図9に示すような内接形歯車ポンプ710と比較して説明する。例えば、ポンプでは吐出口の油圧は吸入口の油圧よりも当然大きいので、内接形歯車ポンプ710では、吸入口近傍と吐出口近傍との間の油圧差が、ドリブンギヤ714を偏心させる偏心力として作用する。そして、ドリブンギヤ714は、クレセントが無いので、上記油圧差による偏心力によって本来の回転軸心に対し偏心させられる。その一方で、ドライブギヤ712は駆動軸によって支持されているので、殆ど偏心しない。このようなことから、内接形歯車ポンプ710では、ドライブギヤ712とドリブンギヤ714との噛合わせが悪化し、歯打ち音が発生し易い。しかし、本実施例の車両用オイルポンプ10では、図1に示すように吸入口74がポンプ軸心RC1を中心として対角配置されており且つ吐出口76がポンプ軸心RC1を中心として対角配置されているので、ポンプ軸心RC1まわりの油圧バランスが良く、吸入口74近傍と吐出口76近傍との間の油圧差は、ポンプロータ12に対する上記偏心力を殆ど生じさせない。図1では吸入口74と吐出口76とが合計2組存在するが、例えば仮に、スライダ部材16がポンプロータ12の1回転当たり3回往復し且つ図17のように上記吸入口74と吐出口76とが合計3組であっても、同様に上記油圧バランスが良く、上記油圧差はポンプロータ12に対する上記偏心力を殆ど生じさせない。また、ポンプロータ12の軸心とポンプボディ14の軸心とはポンプ軸心RC1であって同一である。このようなことから、本実施例の車両用オイルポンプ10は、上記内接形歯車ポンプ710に対して、回転部材の耐偏心性能の面で優位である。本実施例の車両用オイルポンプ10には次のような効果A1乃至A4がある。A1本実施例によれば、ポンプロータ12に対してポンプ軸心RC1まわりの周方向に相対移動不能且つそのポンプ軸心RC1に平行な方向に摺動可能な複数のスライダ部材16が、ポンプ軸心RC1に直交する方向でポンプロータ12とポンプボディ14との間に介装されている。そして、そのスライダ部材16に設けられた突部42が嵌め入れられており且つスライダ部材16がポンプボディ14に対しポンプ軸心RC1まわりに相対回転するに伴ってそのスライダ部材16をポンプ軸心RC1方向に往復させるカム溝60が、ポンプロータ12に対向するポンプボディ14の内周面56に形成されている。従って、従来からあるアキシアルピストンポンプと比較して少ない種類の構成部品によって、スライダ部材16を上記アキシアルピストンポンプのピストンと同様に機能させることができるので、そのアキシアルピストンポンプと比較して簡単な構造で、車両用オイルポンプ10を構成することが可能である。また、本実施例の車両用オイルポンプ10では、ポンプロータ12とポンプボディ14とが互いに偏心されて配置されてはおらず、また、図9に例示したような内接形歯車ポンプ710で油の剪断に起因した摩擦損失を発生させるドリブンギヤ714の外周面718及び側面に相当する箇所が存在しないので、その内接形歯車ポンプ710と比較して動力損失を低減することが可能である。すなわち、車両用オイルポンプ10は、内接形歯車ポンプ710と比較して効率の良い運転を行うことが可能である。また、本実施例の車両用オイルポンプ10は、内接形歯車ポンプ710のドリブンギヤ714に相当する構成部品を有さないので、内接形歯車ポンプ710よりも小型化することが容易である。A2また、本実施例によれば、ポンプボディ14において、カム溝60は、ポンプロータ12とポンプボディ14とが相対的に1回転する毎にスライダ部材16をポンプ軸心RC1方向に2回以上往復させるように形成されている。従って、油オイルを吸入する方向にスライダ部材16が移動させられることによって生じる例えば油吸入部分に相当する低油圧箇所と、油を吐き出す方向にスライダ部材16が移動させられることによって生じる例えば油吐出部分に相当する高油圧箇所とがポンプ軸心RC1まわりに交互に複数組発生するので、上記低油圧箇所と上記高油圧箇所との油圧差によってポンプロータ12とポンプボディ14とを互いに偏心させようとする径方向の力が相殺されるように、上記低油圧箇所である吸入口74と上記高油圧箇所である吐出口76とをそれぞれ配置できる図1,図17参照。その結果として、例えばポンプロータ12とポンプボディ14とが相対的に1回転する毎にスライダ部材16が1往復させられる場合と比較して、油圧に起因したポンプロータ12とポンプボディ14との互いの偏心が抑えられ、ポンプロータ12およびポンプボディ14の耐久性悪化を抑制できる。A3また、本実施例によれば、カム溝60が形成されているポンプボディ14は非回転部材である一方で、複数のスライダ部材16に対してポンプ軸心RC1まわりの周方向に相対移動不能なポンプロータ12はそのポンプ軸心RC1まわりに回転可能な回転部材である。このような構成から、ポンプロータ12がポンプ軸心RC1まわりに回転させられると、スライダ部材16は、ポンプ軸心RC1方向に往復運動を行いつつ、ポンプロータ12と共にそのポンプ軸心RC1まわりに回転する。そして、ポンプボディ14に設けられたカム溝60は回転しない。従って、油が吸入される吸入口74と油が吐き出される吐出口76との各々をポンプ軸心RC1まわりに回転しない一定箇所に設けることができる。例えば仮に、ポンプロータ12が非回転部材である一方で、ポンプボディ14がポンプ軸心RC1まわりに回転可能な回転部材であったとすれば、スライダ部材16は、上記ポンプボディ14の回転に伴い、ポンプ軸心RC1まわりの周方向位置を変えずにその場で往復運動をさせられるので、車両用オイルポンプ10の同一箇所から交互に油の吸入と吐出とが行われることになる。そうなると、車両用オイルポンプ10に接続される油圧回路が、油の吸入時と吐出時とで流路を切り替える機能を備える必要が生じる。A4また、本実施例によれば、スライダ部材16は、ポンプロータ12とポンプボディ14との間においてポンプ軸心RC1まわりに環状に複数配設されている。そして、ポンプロータ12とポンプボディ14とスライダ部材16とに囲まれて形成された複数の油室80の各容積が、ポンプロータ12とポンプボディ14との相対回転角度に対応するスライダ部材16の往復運動によって変化する。従って、スライダ部材16を多く配設することで、車両用オイルポンプ10の吐出油圧の脈動を小さくすることが可能である。次に、本発明の他の実施例について説明する。なお、以下の実施例の説明において、実施例相互に重複する部分については、同一の符号を付してその説明を省略する。本実施例実施例2の説明では、実施例1と異なる点を主に説明する。前述の実施例1では、カム溝60は1本であったが、本実施例では、実施例1のカム溝60に加えて更に別のカム溝160がポンプボディ162の内周面56に形成されている。本実施例でカム溝を区別して説明する際には、上記実施例1と同じカム溝60を第1カム溝60と呼び、本実施例で新たに設けられたカム溝160を第2カム溝160と呼ぶものとする。そして、本実施例では、スライダ部材16を往復させるカム溝を第1カム溝60と第2カム溝160との何れかに切り替えるカム溝切替機構164が、ポンプボディ162に設けられている。本実施例のポンプボディ162は、上記第2カム溝160とカム溝切替機構164とを備えていること以外では、実施例1のポンプボディ14と同じである。すなわち、本実施例の車両用オイルポンプ150は、上記第2カム溝160およびカム溝切替機構164を除けば、実施例1の車両用オイルポンプ10と同じである。図18は、前述の図7と同様の展開図であって、車両用オイルポンプ150においてポンプ軸心RC1まわりに環状に配設された複数のスライダ部材16を直列的に1周分を展開して、そのスライダ部材16の各々のポンプ軸心RC1方向の軸方向位置を示した展開図である。図19は、図18にて一点鎖線A01で囲んだ箇所を拡大した図であって、図19aは図18と同じカム溝切替機構164の切替位置を表しており、図19bはもう一方の切替位置へカム溝切替機構164が切り替えられた状態を表している。図20は、図19aにおいてX1-X1方向に見たポンプボディ162のX1-X1矢視断面図である。図18に示すように、ポンプボディ162にはカム溝60,160が複数形成されている。具体的には、第1カム溝60と第2カム溝160との2本のカム溝が形成されている。上記第2カム溝160は、ポンプ軸心RC1を含む断面における第2カム溝160の位置が、ポンプ軸心RC1まわりのその断面の周方向角度に応じてポンプ軸心RC1方向に変化しないように、ポンプボディ162の内周面56の略半周にわたって形成されている。従って、スライダ部材16は、そのスライダ部材16の突部42が第2カム溝160に嵌め入れられている間は、ポンプロータ12が回転しても、ポンプ軸心RC1方向に摺動しない。また、図19及び図20に示すように、カム溝切替機構164は、第1カム溝60と第2カム溝160との一方のカム溝を塞ぐと共に他方のカム溝を前記突部42を嵌入れ可能に開口させるカム溝切替部166と、カム溝切替部166と一体である本体部168とを備えている。カム溝切替機構164では、本体部168が油圧またはバネ力などによりポンプ軸心RC1方向に押されて移動させられることにより、図19aに示す第1切替位置と図19bに示す第2切替位置との一方に切り替えられる。例えば、図20に示すように、上記本体部168は、ポンプボディ162に形成されたシリンダボア170内にポンプ軸心RC1方向に摺動可能に嵌め入れられている。そして、シリンダボア170内において、本体部168を挟んでポンプ軸心RC1方向の一方第2切替位置側にはコイルバネ172が設けられており、他方第1切替位置側には油室174が形成されている。本体部168は、上記コイルバネ172によって油室174の側すなわち前記第1切替位置側に向けて付勢されている。このような構成において、上記油室174に作動油圧が供給されていなければ、本体部168は、コイルバネ172の付勢力によって前記第1切替位置側向けて移動させられている。一方で、作動油圧が油路176を介して上記油室174に供給されその作動油圧の本体部168に対する押圧力がコイルバネ172の付勢力を超えると、本体部168は、上記作動油圧の押圧力によって前記第2切替位置側向けて移動させられる。具体的にカム溝切替機構164は、前記第1切替位置に切り替えられると、図19aに示すように、第1カム溝60が前記突部42を嵌め入れることができるように開口させられると共に、第2カム溝160がその突部42を嵌め入れることができないように塞がれる。また、カム溝切替機構164は、例えばカム溝切替部166及び本体部168が矢印AR03図20参照に示すようにポンプ軸心RC1方向に移動させられ、前記第2切替位置に切り替えられると、図19bに示すように、第1カム溝60が前記突部42を嵌め入れることができないように塞がれると共に、第2カム溝160がその突部42を嵌め入れることができるように開口させられる。このようにして、カム溝切替機構164は、複数のカム溝60,160のうちの何れかに、具体的には第1カム溝60と第2カム溝160とのうちの何れかに、スライダ部材16の突部42が嵌め入れられるカム溝を切り替える。なお、本実施例のカム溝切替機構164は、ポンプロータ12が正方向図1の矢印ARrt方向に回転することを前提として構成されている。本実施例では、前述の実施例1の効果A1乃至A4に加え、更に次のような効果B1がある。B1本実施例によれば、ポンプボディ162にはカム溝60,160が複数形成されており、カム溝切替機構164は、スライダ部材16の突部42が嵌め入れられるカム溝を上記複数のカム溝60,160のうちの何れかに切り替える。従って、上記突部42が嵌め入れられるカム溝をカム溝切替機構164によって切り替えることで、車両用オイルポンプ150の吐出流量を切り替えることができる。例えば、カム溝切替機構164が前記第1切替位置に切り替えられた場合にはスライダ部材16はポンプロータ12の1回転当たり2回往復するところ、カム溝切替機構164が前記第2切替位置に切り替えられた場合には第2カム溝160が有効となってスライダ部材16はポンプロータ12の1回転当たり略1回しか往復しないので、カム溝切替機構164を前記第1切替位置から前記第2切替位置に切り替えることで、ポンプロータ12の回転速度を変更せずに、車両用オイルポンプ150の吐出流量を略半減することができる。以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、これ等はあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。例えば、前述の実施例1,2において、スライダ部材16のピストン部40は図4の正面図では扇形形状をしているが、その外形形状は扇形形状に限定されるわけではない。また、前述の実施例1,2において、カム溝60は、ポンプロータ12とポンプボディ14とが相対的に1回転する毎にスライダ部材16をポンプ軸心RC1方向に2回往復させるように形成されているが、そのスライダ部材16を1回往復させるように形成されていてもよいし、或いは、3回以上往復させるように形成されていてもよい。なお、1回転当たりのスライダ部材16の往復回数と吸入口74の数と吐出口76の数とは相互に同数であり、例えば、スライダ部材16が1回転当たり3回往復するのであれば、吸入口74と吐出口76とはそれぞれ3箇所ずつ設けられる。また、前述の実施例1,2において、図1~図6に示すように、スライダ部材16の突部42は、ポンプ軸心RC1を中心とする外周側に突き出て設けられており、ポンプボディ14のカム溝60はそのポンプボディ14の内周面56に設けられているが、その突部42およびカム溝60は、スライダ部材16がポンプロータ12の回転に伴ってポンプ軸心RC1方向に往復運動させられればよく、図1~図6に示す配置に限定されるわけではない。また、前述の実施例1において、図1のように、吐出口76は2箇所に設けられているので、吐出口76毎に吐出圧を違えて、2箇所の吐出口76の各々から別個の油圧制御回路に元圧が供給されても差し支えない。そのように個々の油圧制御回路に適した吐出圧とされることで、例えば2箇所の吐出口76を1系統に統一した後に個々の油圧制御回路に分岐する場合と比較して、ポンプ仕事W=吐出圧×吐出流量を低減できる。また、前述の実施例1において、ポンプロータ12の1回転当たりスライダ部材16は2回往復し、そのスライダ部材16のストローク量STRKは1往復目と2往復目とでは互いに等しいが、互いに異なるストローク量STRKであっても差し支えない。また、前述の実施例2において、ポンプボディ162には2本のカム溝60,160が並列的に形成されているが、例えば、ポンプボディ162に3本以上のカム溝が形成されており、カム溝切替機構164は、スライダ部材16の突部42が嵌め入れられるカム溝をその複数のカム溝のうちの何れかに切り替えるものであっても差し支えない。また、前述の実施例1,2において、車両用オイルポンプ10,150は、エンジンによって回転駆動されるが、駆動力源に特に限定はなく、例えば、電動モータによって回転駆動されても差し支えない。また、前述の実施例1,2において、車両用オイルポンプ10,150の用途として、車両用変速機の油圧供給源が示されているが、車両用オイルポンプ10,150の用途はそれに限定されるものでない。また、前述の実施例1,2において、カム溝60はポンプボディ14に形成されており、且つ、スライダ部材16は、ポンプロータ12に対して、ポンプ軸心RC1まわりの周方向に相対移動不能且つポンプ軸心RC1に平行な方向に摺動可能に設けられているが、逆に、カム溝60がポンプロータ12に形成されており、且つ、スライダ部材16が、ポンプボディ14に対して、ポンプ軸心RC1まわりの周方向に相対移動不能且つポンプ軸心RC1に平行な方向に摺動可能に設けられている構成も考え得る。また、前述の実施例1,2において、図1に示すように、スライダ部材16は、1個1個がポンプロータ12の隔壁部30に隔てられて配設されているが、スライダ部材16の1個1個が隔壁部30に隔てられる必要はなく、例えば、2~3個のスライダ部材16毎に隔壁部30によって隔てられていても差し支えない。また、前述の実施例1,2において、図1に示すように、車両用オイルポンプ10,150は28個のスライダ部材16を備えているが、そのスライダ部材16の数は28個よりも少なくても多くてもよく、極端な例を示すとすれば、スライダ部材16は1個でも差し支えない。"