WO2012137292A1 - 車両用オイルポンプ - Google Patents

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WO2012137292A1
WO2012137292A1 PCT/JP2011/058558 JP2011058558W WO2012137292A1 WO 2012137292 A1 WO2012137292 A1 WO 2012137292A1 JP 2011058558 W JP2011058558 W JP 2011058558W WO 2012137292 A1 WO2012137292 A1 WO 2012137292A1
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WO
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pump
cam groove
slider
slider member
oil pump
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PCT/JP2011/058558
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English (en)
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敦 本多
本田　裕康
Original Assignee
トヨタ自動車株式会社
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    • F04C2/3568—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in groups F04C2/08 or F04C2/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the outer member with axially movable vanes
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    • F04C2210/00—Fluid
    • F04C2210/20—Fluid liquid, i.e. incompressible
    • F04C2210/206—Oil

Definitions

  • the present invention relates to the structure of a vehicle oil pump.
  • Patent Document 1 discloses the above axial piston pump.
  • the axial piston pump of Patent Document 1 is a generally known oil pump.
  • the axial piston pump has eight pistons.
  • the axial piston pump as disclosed in Patent Document 1 has a problem that the pump structure is complicated for the discharge amount of the pump and the physique of the pump is large. Furthermore, as the number of pistons increases, the hydraulic pulsation decreases as the number of pistons increases, but there is a limit to increasing the number of pistons, so other types of pumps of the same size, such as internal gear pumps, external type pumps, etc. There was a problem that hydraulic pulsation increased compared to gear pumps and vane pumps.
  • an internal gear pump including a driven gear having an inner peripheral tooth and a drive gear having an outer peripheral tooth meshing with the inner peripheral tooth.
  • the driven gear has a large diameter, and there is a problem that friction loss due to oil shearing is large between the outer peripheral surface of the driven gear and the side surfaces of the drive gear and the driven gear perpendicular to the pump shaft center.
  • the driven gear is rotated by the drive gear being rotated by the drive gear eccentric to the driven gear and the hydraulic pressure difference between the suction port side and the discharge port side.
  • the present invention has been made against the background of the above circumstances.
  • the object of the present invention is a vehicle having a simple structure compared to an axial piston pump and capable of reducing loss compared to an internal gear pump. It is to provide an oil pump.
  • the gist of the first invention for achieving the above object is as follows: (a) a first member and a second member that are rotatable relative to each other around a uniaxial center, and the first member and the second member; One is a vehicle oil pump inserted on the inner peripheral side of the other, and (b) is interposed between the first member and the second member in a direction perpendicular to the uniaxial center, A slider member that is not movable relative to the first member in the circumferential direction around the uniaxial center and is slidable in a direction parallel to the uniaxial center; and (c) a protrusion provided on the slider member. And a cam groove that reciprocates the slider member in the uniaxial direction as the slider member relatively rotates about the uniaxial center with respect to the second member. It is formed in the surrounding surface of the said 2nd member which opposes To.
  • the slider member can be made to function in the same manner as the piston of the axial piston pump with fewer types of components compared to the axial piston pump.
  • the vehicle oil pump can be configured with a structure.
  • the first member and the second member are not eccentrically arranged with each other, and the friction loss due to the shearing of oil in the internal gear pump Since there is no portion corresponding to the outer peripheral surface and the side surface of the driven gear that generates the loss, it is possible to reduce the loss as compared with the inscribed gear pump.
  • the gist of the second invention is the oil pump for a vehicle according to the first invention, wherein the cam groove is moved each time the first member and the second member relatively rotate.
  • the slider member is formed so as to reciprocate twice or more in the uniaxial direction. In this way, the slider member is moved in the direction of discharging the oil, for example, a low hydraulic pressure portion corresponding to the oil suction portion, which is generated by moving the slider member in the direction of sucking oil (oil).
  • a plurality of high hydraulic pressure portions corresponding to, for example, an oil discharge portion generated by the above-mentioned are generated alternately around the uniaxial center.
  • the low hydraulic pressure location and the high hydraulic pressure location can be respectively arranged so that the radial forces trying to decenter the members from each other are offset.
  • the first member and the second member due to the hydraulic pressure are compared with the case where the slider member is reciprocated once every time the first member and the second member relatively rotate.
  • Mutual eccentricity with the member is suppressed, and deterioration in durability of the first member and the second member can be suppressed.
  • the gist of the third invention is the oil pump for a vehicle according to the first invention or the second invention, wherein the second member is a non-rotating member, while the first member is the one described above.
  • the rotating member is rotatable about an axis. In this way, when the first member is rotated around the uniaxial center, the slider member reciprocates in the direction of the uniaxial center and moves around the uniaxial center together with the first member. Rotate. And the said cam groove provided in the said 2nd member does not rotate. Therefore, each of the suction port through which oil is sucked and the discharge port through which oil is spouted can be provided at a fixed location that does not rotate around the uniaxial center.
  • the slider member can rotate the second member. Accordingly, since the reciprocating motion can be performed on the spot without changing the circumferential position around the uniaxial center, the suction and discharge of oil are alternately performed from the same location of the vehicle oil pump. Then, it becomes necessary for the hydraulic circuit connected to the vehicle oil pump to have a function of switching the flow path between when oil is sucked and when oil is discharged.
  • the vehicle oil pump according to any one of the first to third aspects, wherein: (a) the slider member includes the first member and the second member. And a plurality of oil chambers formed between the first member, the second member, and the slider member. The volume is changed by a reciprocating motion of the slider member corresponding to a relative rotation angle between the first member and the second member. In this way, it is possible to reduce the pulsation of the discharge hydraulic pressure of the vehicle oil pump by arranging a large number of the slider members.
  • the vehicle oil pump according to any one of the first to fourth aspects, wherein: (a) a plurality of the cam grooves are formed in the second member. (B) including a cam groove switching mechanism for switching a cam groove into which the protrusion of the slider member is fitted to any one of the plurality of cam grooves. If it does in this way, the discharge flow volume of the oil pump for vehicles can be changed by changing the cam groove in which the projection of the slider member is inserted by the cam groove change mechanism.
  • the cam groove is continuously connected over one circumference around the uniaxial center, and (b) the position of the cam groove in the cross section including the uniaxial center is It changes in the uniaxial direction according to the circumferential angle of the cross section around the uniaxial center.
  • the cam groove constrains the slider member at an axial position in a uniaxial direction corresponding to a circumferential position around the uniaxial center of the slider member.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of the vehicular oil pump taken along the line II-II in FIG. It is a perspective view of the oil pump for vehicles of Drawing 1. It is a front view of the slider member seen in the pump axial center direction of the oil pump for vehicles of FIG.
  • FIG. 5 is a side view of the slider member viewed in the direction of arrow AR01 in FIG.
  • FIG. 6 is a perspective view of the slider member shown in FIGS. 4 and 5.
  • FIG. 2 is a development view in which a plurality of slider members arranged in an annular shape as shown in FIG.
  • FIG. 8 is a graph showing the relationship between the friction loss due to oil shear and the rotational speed of the pump in each of the conventional internal gear pump and the vehicle oil pump of Example 1 shown in FIG.
  • FIG. 8B shows the vehicle oil pump of the first embodiment.
  • FIG. It is the schematic of the internal gear pump by which the relationship between friction loss and the rotational speed of a pump was represented in FIG. Assuming that the cam groove has a linear trajectory in the vehicle oil pump of FIG. 1, one round around the pump shaft center of the cam groove assumed to have the linear trajectory is on one plane.
  • FIG. 3 is a simplified model view of a cam groove developed.
  • FIG. 10 is a simplified model diagram of the drag in the rotational direction of the pump rotor caused by the friction between the protrusion of the slider member and the side surface (friction surface) of the cam groove on which the protrusion slides in the vehicle oil pump of FIG. It is the figure which extracted and showed a part of.
  • FIG. 14 is a graph showing the relationship between the groove angle of the cam groove and each of the force and driving torque shown in FIGS. 12 and 13 in the vehicle oil pump of FIG. 1.
  • 10 is a graph showing the relationship between the driving torque of the pump and the groove angle of the cam groove with respect to the internal gear pump of FIG. 9 and the vehicle oil pump of Example 1 shown in FIG. 1.
  • FIG. 2 is a diagram illustrating the arrangement of suction ports and discharge ports when it is assumed that there are a total of three sets of suction ports and discharge ports in the vehicle oil pump of FIG. 1.
  • FIG. 9 is a development view similar to FIG. 7, in which a plurality of slider members arranged in an annular shape in the vehicle oil pump of the second embodiment are developed in series for one round, and each pump shaft of the slider member is provided. It is the expanded view which showed the axial direction position of the center direction.
  • FIG. 19 is an enlarged view of a portion surrounded by an alternate long and short dash line A01 in FIG. 18.
  • FIG. 19 (a) shows the same switching position of the cam groove switching mechanism as FIG.
  • FIG. 20 is a cross-sectional view taken along line X1-X1 of the pump body as viewed in the X1-X1 direction in FIG.
  • FIG. 1 is a front view of a vehicle oil pump 10 according to an embodiment of the present invention.
  • 2 is a cross-sectional view of the vehicular oil pump 10 taken along the line II-II in FIG. 1 when the vehicular oil pump 10 is viewed in the II-II direction.
  • FIG. 3 is a perspective view of the vehicle oil pump 10.
  • the vehicle oil pump 10 includes a pump rotor 12 that is a first member, a pump body 14 that is a second member, a plurality of slider members 16, and a pump cover 18. ing.
  • the vehicle oil pump 10 is an oil pump that serves as a hydraulic pressure supply source for a vehicle transmission, and is an oil pump that is attached to an engine and is driven to rotate by the engine.
  • the pump body 14 is fixed to a non-rotating member such as a cylinder block 20 of the engine, and the pump rotor 12 is rotated around the pump shaft center RC1 by a drive shaft such as a crankshaft of the engine.
  • the pump 10 functions as an oil pump.
  • the pump axis RC1 corresponds to one axis of the present invention.
  • the pump rotor 12 is inserted on the inner peripheral side of the pump body 14 that is a non-rotating member, and is a rotating member that can rotate around the pump axis RC1 relative to the pump body 14.
  • the pump rotor 12 includes a cylindrical rotor body portion 22 having a pump shaft center RC1 as an axis, a pair of locking portions 26 protruding in a radial direction from the inner peripheral surface 24 of the rotor body portion 22, a pump A plurality of rectangular partition walls 30 projecting radially from the outer peripheral surface 28 of the rotor body 22 around the axis RC1.
  • a drive shaft such as the crankshaft is fitted into the fitting hole formed by the inner peripheral surface 24.
  • the engaging portion 26 is fitted into an axial key groove provided on the drive shaft, so that the pump rotor 12 is connected to the drive shaft so as not to rotate relative to the drive shaft.
  • the same number of partition walls 30 as the number of slider members 16 are provided.
  • the plurality of partition walls 30 are respectively disposed at equal intervals in the circumferential direction around the pump shaft center RC1.
  • a cylinder centering on the pump shaft center RC1 is formed.
  • Each of the front end surfaces 32 faces the inner peripheral surface 56 of the pump body 14, so that the pump rotor 12 is fitted in a rotatable state on the inner peripheral side of the pump body 14.
  • the plurality of slider members 16 are interposed between the pump rotor 12 and the pump body 14 in a direction perpendicular to the pump shaft center RC1, and between the pump rotor 12 and the pump body 14, around the pump shaft center RC1.
  • each of the plurality of slider members 16 is fitted into a sliding groove 36 formed by a side surface 34 of the partition wall portion 30 and the outer peripheral surface 28 of the pump rotor 12 facing each other in the adjacent partition wall portion 30. It has been.
  • the slider member 16 is configured not to be able to move relative to the pump rotor 12 in the circumferential direction around the pump axis RC1 and to be slidable in a direction parallel to the pump axis RC1.
  • FIGS. 4 is a front view of the slider member 16 as viewed in the direction of the pump axis RC1
  • FIG. 5 is a side view of the slider member 16 as viewed in the direction of the arrow AR01 in FIG. 4, and FIG. FIG.
  • the slider member 16 protrudes from the piston portion 40 fitted into the sliding groove 36 of the pump rotor 12 to the outer peripheral side centered on the pump shaft center RC1.
  • a cylindrical protrusion 42 is provided.
  • the piston portion 40 has a fan shape in the front view of FIG.
  • the inner peripheral side surface 44 near the pump shaft center RC1 slides opposite to the outer peripheral surface 28 of the pump rotor 12, and the pump shaft center is located.
  • the outer peripheral side face 46 far from RC1 slides opposite to the inner peripheral face 56 of the pump body 14, and the remaining two circumferential side faces 48 and 50 slide opposite to the side face 34 of the partition wall 30.
  • the length of the piston portion 40 in the direction of the pump axis RC1 is orthogonal to the circumferential length of the piston portion 40 around the pump axis RC1 and the pump axis RC1. The one longer than either of the radial lengths of the piston part 40 is preferable.
  • the protrusion 42 of the slider member 16 protrudes from the central portion of the outer peripheral side surface 46, for example, as shown in FIG.
  • the piston portion 40 and the projecting portion 42 of the slider member 16 may be configured as a single component, but may be manufactured as separate components and combined with each other to configure the slider member 16.
  • the pump body 14 is a non-rotating member fixed to the cylinder block 20 of the engine, for example.
  • the pump body 14 has a rotor fitting hole 58 formed by a cylindrical inner peripheral surface 56 centering on the pump shaft center RC1.
  • the pump rotor 12 is fitted together with the plurality of slider members 16 so as to be rotatable around the pump shaft RC1.
  • the front end surface 32 of the some partition part 30 contained in the pump rotor 12 the outer peripheral side surface 46 of the piston part 40 contained in the several slider member 16, and However, it slides in the circumferential direction around the pump axis RC1 with respect to the inner peripheral surface 56 of the pump body 14.
  • a cam groove 60 is formed on the inner peripheral surface 56 of the pump body 14 which is smoothly and continuously connected over one circumference around the pump shaft center RC1.
  • the cam groove 60 is connected by a wavy locus that reciprocates in the direction of the pump axis RC1 according to the circumferential position around the pump axis RC1.
  • the position of the cam groove 60 in the cross section including the pump axis RC1 changes in the direction of the pump axis RC1 according to the circumferential angle of the cross section around the pump axis RC1.
  • the cam groove 60 functions as a guide groove for guiding the slider member 16, and the protrusions 42 provided on the slider member 16 are fitted in the cam groove 60.
  • FIG. 3 for the sake of simplicity, only one slider member 16 and two adjacent partition walls 30 out of the large number of partition walls 30 and the many slider members 16 are displayed. ing. Details of the cam groove 60 will be described later with reference to FIG.
  • the pump cover 18 is fixed to the pump body 14, and is, for example, a flat cover member that covers the pump rotor 12, the plurality of slider members 16, and the pump body 14 in one direction of the pump axis RC1.
  • the pump cover 18 is provided with a through hole 72 so as not to interfere with the drive shaft connected to the pump rotor 12.
  • the pump cover 18 has a suction port 74 through which oil is sucked and a discharge port 76 through which oil is discharged around the piston shaft RC1 in the direction of the pump shaft RC1. They are alternately arranged at equal intervals, and the suction port 74 and the discharge port 76 are partially opened.
  • the slider member 16 reciprocates twice in the direction of the pump axis RC1 per rotation of the pump rotor 12 (see FIG. 7), as shown in FIG. 1, there are two suction ports 74 and two discharge ports. 76 is provided.
  • the rotor main body 22 and the partition wall 30 of the pump rotor 12 face the pump rotor 12 as long as the pump rotor 12 does not inhibit the pump cover 18 from rotating about the pump axis RC1.
  • the rotor main body 22 and the partition wall 30 may be slidable around the pump axis RC 1 with respect to the inner side surface 78.
  • a plurality of slider members 16 arranged in an annular shape as shown in FIG. 1 are developed in series for one round, and the axial position of each slider member 16 in the direction of the pump axis RC1 is determined. It is the expanded view shown.
  • the positions [1] to [28], which are circumferential positions around the pump shaft RC1 shown in FIG. 7, represent the same numbered positions shown in FIG.
  • the protrusion 42 of the slider member 16 is fitted in the cam groove 60 of the pump body 14, the slider member 16 is moved around the pump axis RC1 of the slider member 16 by the cam groove 60. It is restrained at the axial position according to the circumferential position.
  • the cam groove 60 reciprocates the slider member 16 in the direction of the pump axis RC1 as the slider member 16 rotates relative to the pump body 14 about the pump axis RC1.
  • the cam groove 60 is preferably formed so that the slider member 16 reciprocates twice or more in the direction of the pump axis RC1 every time the pump rotor 12 and the pump body 14 make a relative rotation. In the example, as shown in FIG. 7, the slider member 16 is formed to reciprocate twice.
  • the operation of the slider member 16 in FIG. 7 will be described by taking as an example the case where the pump rotor 12 rotates in the direction of the arrow ARrt in FIG. 1, that is, the case of rotating in the positive direction, and [1] to [7] positions and [15] to In the [21] position, the slider member 16 moves away from the pump cover 18 as the pump rotor 12 rotates. Therefore, the volume of the oil chamber 80 formed between the pump cover 18 and the slider member 16 and surrounded by the pump rotor 12, the pump body 14, and the slider member 16 increases as the pump rotor 12 rotates. Thus, oil is sucked into the oil chamber 80 from the suction port 74.
  • the slider member 16 moves in a direction approaching the pump cover 18 as the pump rotor 12 rotates. Therefore, the volume of the oil chamber 80 is reduced as the pump rotor 12 rotates, whereby oil is discharged from the oil chamber 80 toward the discharge port 76. Due to such an operation of the slider member 16, the suction port 74 is positioned in the circumferential direction around the pump shaft RC1 through which the slider member 16 sucks oil into the oil chamber 80, for example, [1] to [1] in FIG. 7] and at positions [15] to [21].
  • the circumferential position around the pump shaft RC1 at which the discharge port 76 and the slider member 16 discharge oil from the oil chamber 80 for example, the positions [8] to [14] and [22] to [22] in FIG. 28], an opening is provided.
  • the slider member 16 reciprocates twice per rotation of the pump rotor 12, and the oil suction / discharge process is performed twice per rotation of the pump rotor 12.
  • Two 76 are provided.
  • the number of reciprocations of the slider member 16 per one rotation of the pump rotor 12 is equal to the number of each of the suction port 74 and the discharge port 76 arranged.
  • each volume of the oil chamber 80 is changed by the reciprocating motion of the slider member 16 corresponding to the relative rotation angle between the pump rotor 12 and the pump body 14, so that the vehicle oil pump 10 functions as a pump by rotationally driving the pump rotor 12.
  • FIG. 8 shows the relationship between friction loss (unit: Nm, for example) due to oil shear and pump rotation speed in each of the conventional internal gear pump 710 and the vehicle oil pump 10 of this embodiment. It is a graph.
  • FIG. 8A shows the relationship between the friction loss in the internal gear pump 710 and the rotation speed of the pump
  • FIG. 8B shows the friction loss in the vehicle oil pump 10 and the rotation speed of the pump. Represents the relationship.
  • the vertical and horizontal axes in FIG. 8A and the vertical and horizontal axes in FIG. 8B are displayed on the same scale so that they can be compared.
  • FIG. 8 shows the relationship between friction loss (unit: Nm, for example) due to oil shear and pump rotation speed in each of the conventional internal gear pump 710 and the vehicle oil pump 10 of this embodiment. It is a graph.
  • FIG. 8A shows the relationship between the friction loss in the internal gear pump 710 and the rotation speed of the pump
  • FIG. 8B shows the friction loss in the vehicle oil pump 10 and the rotation speed of
  • FIG. 9 is a schematic diagram of the internal gear pump 710 in which the relationship between the friction loss and the rotational speed of the pump is shown in FIG.
  • the inscribed gear pump 710 in FIG. 9 is a general inscribed gear pump, and includes a drive gear 712 having external teeth and a driven gear 714 having internal teeth meshing with the external teeth.
  • a drive shaft for driving the pump is fitted in the shaft through hole 716 of the drive gear 712 so as not to rotate relative to the drive gear 712.
  • the driven gear 714 is rotated by the drive gear 712, and the internal gear pump 710 functions as a pump.
  • the friction loss (friction loss torque) of the “gear side surface” is the friction loss L 2 (unit is Nm) of the side surface of the driven gear 714 calculated by the following equation (2), and the following equation ( This is the sum of the friction loss L 3 (unit: Nm) on the side surface of the drive gear 712 calculated in 3).
  • the side surfaces of the driven gear 714 and the drive gear 712 are side surfaces perpendicular to the axial direction thereof.
  • the friction loss torque of the “gear side surface” in FIG. 8B is due to oil shear between the pump rotor 12 and the pump cover 18 on the side surface of the pump rotor 12 facing the inner side surface 78 of the pump cover 18. Friction loss torque (unit: Nm).
  • L 1 ( ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ n 2 ) / (1800 ⁇ 10200) ⁇ (Z 1 / Z 2 ) ⁇ B ⁇ D 3 / Sn
  • L 2 ( ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ n 2 ) / (1800 ⁇ 10200) ⁇ (Z 1 / Z 2 ) ⁇ (D 4 ⁇ Df 2 4 ) / (8 ⁇ Sa)
  • L 3 ( ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ n 2 ) / (1800 ⁇ 10200) ⁇ (Dp 1 4 ⁇ Df 1 4 ) / (8 ⁇ Sa) (3)
  • ⁇ is the viscosity of the oil (unit is kgf ⁇ s / cm 2 ), and n is the rotational speed of the drive gear 712 (unit is rpm).
  • Z 1 is the number of teeth of the drive gear 712
  • Z 2 is the number of teeth of the driven gear 714
  • B is the tooth width of the driven gear 714 (unit is cm)
  • D is the outer diameter of the driven gear 714 (unit is Sn is a radial clearance between the outer peripheral surface 718 (see FIG.
  • FIG. 10 is a simplified model diagram of the cam groove 60 in which one round around the pump axis RC1 of the cam groove 60 assumed to have a linear locus is developed on one plane.
  • L TOTAL indicates the entire length of the cam groove 60 around the pump shaft RC1 and STRK indicates the deflection width of the cam groove 60 in the direction of the pump shaft RC1, that is, the stroke of the slider member 16 in the direction of the pump shaft RC1.
  • L QT represents a quarter length of the total length L TOTAL , that is, a circumferential length corresponding to the stroke STRK
  • ⁇ represents an angle of the cam groove 60 with respect to a plane perpendicular to the pump axis RC1, that is, a groove angle.
  • Fx indicates the component of the friction force generated on the sliding surface of the slider member 16 in the direction of the pump axis RC1. As shown in FIG.
  • FIGS. 8A and 8B described above may be compared with each other to compare the friction loss torques of the vehicle oil pump 10 and the internal gear pump 710 with each other. Therefore, the relationship between the friction loss torque of the two pumps 10 and 710 shown in FIGS. 8A and 8B and the rotational speed of the pump is shown in one graph, that is, FIG. In FIG. 11, as can be seen by comparing the friction loss torques of the two pumps 10, 710, the vehicle oil pump 10 of this embodiment has an oil shear compared to the internal gear pump 710. It is possible to suppress the friction loss torque caused by the low. As shown in FIG. 11, the friction loss due to oil shear in the vehicle oil pump 10 is lower than that of the internal gear pump 710 because of the friction loss in the internal gear pump 710.
  • the slider member 16 only reciprocates twice per rotation of the pump rotor 12, so that the sliding speed of the slider member 16 in the direction of the pump axis RC1 is extremely small, and the slider This is because the friction loss generated on the sliding surface of the member 16 is extremely small.
  • most of the portions of the pump cover 18 that face the slider member 16 in the direction of the pump axis RC1 are the suction port 74 or the discharge port 76.
  • FIG. 12 is a diagram excerpting a part of the simplified model diagram of FIG. 10 for the drag in the rotational direction of the pump rotor 12 generated by the hydraulic pressure in the vehicle oil pump 10 of the present embodiment.
  • FIG. 13 shows the rotational direction of the pump rotor 12 caused by friction between the protrusion 42 of the slider member 16 and the side surface (friction surface) of the cam groove 60 on which the protrusion 42 slides in the vehicle oil pump 10 of this embodiment.
  • FIG. 14 is a graph showing the relationship between the groove angle ⁇ of the cam groove 60 (see FIG. 10) and the force and drive torque Tfo shown in FIGS.
  • STRK, L QT , ⁇ are the same as those used in FIG. 10, arrow AR 02 indicates the rotational direction of pump rotor 12, and Fxo is slider member 16.
  • the force in the direction of the pump shaft RC1 (the discharge side is the positive direction) is indicated
  • Fro indicates the force of the oil pressure in the oil chamber 80 in the rotation direction of the pump rotor
  • Fv indicates the friction of the cam groove 60.
  • F is a frictional surface normal force perpendicular to the surface
  • ⁇ is a dynamic friction coefficient between the cam groove 60 and the protrusion 42 (dynamic friction coefficient between steel and steel)
  • F ⁇ is a dynamic friction along the cam groove 60.
  • Fr ⁇ represents a pump rotor rotational direction component of the dynamic frictional force F ⁇ , that is, a friction force of the pump rotor rotational direction
  • Tfo represents a driving torque required to rotationally drive the vehicle oil pump 10.
  • a larger driving torque Tfo is required as the groove angle ⁇ of the cam groove 60 increases.
  • FIG. 15 is a graph showing the relationship between the driving torque of the pump and the groove angle ⁇ of the cam groove 60 with respect to the internal gear pump 710 of FIG. 9 and the vehicle oil pump 10 of this embodiment.
  • the theoretical discharge amounts, discharge pressures, and suction pressures of the two pumps 10, 710 are mutually different between the vehicle oil pump 10 and the internal gear pump 710 in order to perform appropriate mutual comparison.
  • the drive torque Tfo of the vehicle oil pump 10 shown in FIG. 15 is the same as that of FIG. In FIG.
  • the drive torque of the tangential gear pump 710 is calculated by the following equation (4).
  • T 3 is the driving torque (unit: Nm) of the internal gear pump 710
  • Q is the discharge amount (unit is cm 3 / s) of the internal gear pump 710
  • N is the rotational speed (unit is rpm) of the drive gear 712.
  • T 3 (30 ⁇ ⁇ P ⁇ Q) / ( ⁇ ⁇ N) ⁇ 9.8 ⁇ 10 ⁇ 2 (4)
  • the vehicular oil pump 10 of the present embodiment requires a larger driving torque Tfo as the groove angle ⁇ of the cam groove 60 increases.
  • the groove angle ⁇ of the cam groove 60 is set to a predetermined angle or less where the drive torque Tfo of the vehicle oil pump 10 exceeds the drive torque T 3 of the internal gear pump 710.
  • the driving torque Tfo of the vehicle oil pump 10 can be reduced in comparison with the internal gear pump 710.
  • FIG. 16 shows the rotational speed (unit: rpm) of each pump in order to compare the anti-cavitation performance between the vehicle oil pump 10 of this embodiment and the internal gear pump 710 of FIG. It is a graph showing the relationship between the suction flow velocity (unit: m / s) of the pump.
  • the upper limit suction flow velocity at which cavitation can be avoided that is, the cavitation limit flow velocity is shown as LMTC.
  • the width, the diameter of the inner peripheral surface 24 of the pump rotor 12 and the diameter of the shaft through hole 716 are set to the same value.
  • the suction flow velocity V1in of the vehicle oil pump 10 is considered to be equal to the sliding speed.
  • the suction flow rate V1in of the vehicle oil pump 10 of this embodiment is the same as the suction flow rate VGin of the internal gear pump 710. Therefore, the margin for the cavitation limit flow velocity LMTC is larger.
  • the difference between the suction flow rates of both pumps 10 and 710 increases as the pump rotational speed increases. Therefore, it can be said that the vehicle oil pump 10 of this embodiment is superior to the inscribed gear pump 710 in terms of anti-cavitation performance.
  • the vehicle oil pump 10 of this embodiment can be driven at a higher speed while avoiding cavitation as compared with the inscribed gear pump 710, so that there is an advantage that the vehicle oil pump 10 can be easily downsized. .
  • the vehicle oil pump 10 has the same theoretical discharge amount and a reduced pump size compared to other structures such as the internal gear pump 710 and the axial piston pump shown in FIG.
  • the vehicular oil pump 10 can suppress the pulsation of the discharge pressure to be smaller than that of the pump having the other structure. This is because the pulsation of the discharge pressure becomes smaller as the number of individual oil chambers in which the oil per rotation of the rotor of the pump is confined, or in the present embodiment, as the number of oil chambers 80 increases.
  • the number of oil chambers 80 in the vehicle oil pump 10 is 28, and if the same structure as the vehicle oil pump 10 is adopted, it corresponds to the number of individual oil chambers of the internal gear pump 710. This is because it is possible to provide a much larger number of oil chambers 80 than the number of teeth of the drive gear 712 and the number of pistons corresponding to the number of individual oil chambers of the axial piston pump.
  • the eccentric resistance performance of the rotating member of the vehicle oil pump 10 of the present embodiment will be described in comparison with an inscribed gear pump 710 as shown in FIG. 9, for example.
  • the hydraulic pressure at the discharge port is naturally larger than the hydraulic pressure at the suction port in the pump, in the internal gear pump 710, the hydraulic pressure difference between the vicinity of the suction port and the vicinity of the discharge port is an eccentric force that causes the driven gear 714 to be eccentric.
  • the driven gear 714 does not have a crescent, the driven gear 714 is eccentric with respect to the original rotational axis by the eccentric force due to the hydraulic pressure difference.
  • the drive gear 712 is supported by the drive shaft, it is hardly eccentric.
  • the suction port 74 is diagonally arranged with the pump shaft center RC1 as the center, and the discharge port 76 is diagonal with the pump shaft center RC1 as the center. Therefore, the hydraulic pressure balance around the pump shaft RC1 is good, and the hydraulic pressure difference between the vicinity of the suction port 74 and the vicinity of the discharge port 76 hardly causes the eccentric force with respect to the pump rotor 12.
  • FIG. 1 there are a total of two pairs of suction ports 74 and discharge ports 76.
  • the slider member 16 reciprocates three times per rotation of the pump rotor 12, and the suction port 74 and the discharge ports as shown in FIG. Even if there are a total of three sets of 76, the hydraulic pressure balance is similarly good, and the hydraulic pressure difference hardly causes the eccentric force with respect to the pump rotor 12.
  • the axis of the pump rotor 12 and the axis of the pump body 14 are the pump axis RC1 and are the same. For this reason, the vehicular oil pump 10 of this embodiment is superior to the inscribed gear pump 710 in terms of the eccentric resistance performance of the rotating member.
  • the vehicle oil pump 10 of this embodiment has the following effects (A1) to (A4).
  • A1 the plurality of slider members 16 that cannot move relative to the pump rotor 12 in the circumferential direction around the pump axis RC1 and can slide in a direction parallel to the pump axis RC1 are provided. It is interposed between the pump rotor 12 and the pump body 14 in a direction perpendicular to the pump shaft center RC1. The protrusion 42 provided on the slider member 16 is fitted, and the slider member 16 is rotated around the pump axis RC1 relative to the pump body 14, and the slider member 16 is moved to the pump axis RC1.
  • a cam groove 60 that reciprocates in the direction is formed on the inner peripheral surface 56 of the pump body 14 that faces the pump rotor 12. Therefore, since the slider member 16 can function in the same manner as the piston of the axial piston pump with fewer types of components compared to a conventional axial piston pump, the structure is simpler than that of the axial piston pump. Thus, the vehicle oil pump 10 can be configured. Further, in the vehicle oil pump 10 of the present embodiment, the pump rotor 12 and the pump body 14 are not arranged eccentrically with each other, and the internal gear pump 710 illustrated in FIG. Since there is no portion corresponding to the outer peripheral surface 718 and the side surface of the driven gear 714 that generates friction loss due to shearing, it is possible to reduce the power loss as compared with the internal gear pump 710.
  • the vehicle oil pump 10 can be operated more efficiently than the internal gear pump 710. Further, the vehicle oil pump 10 according to the present embodiment does not have a component corresponding to the driven gear 714 of the internal gear pump 710, and therefore can be made smaller than the internal gear pump 710.
  • the cam groove 60 causes the slider member 16 to move 2 in the direction of the pump axis RC1 every time the pump rotor 12 and the pump body 14 make one relative rotation. It is formed to reciprocate more than once. Therefore, for example, oil pressure generated by moving the slider member 16 in the direction of sucking oil (oil), for example, a low hydraulic pressure portion corresponding to the oil suction portion, and oil generated by moving the slider member 16 in the direction of discharging oil, for example.
  • the pump rotor 12 and the pump body 14 are eccentric with each other due to the hydraulic pressure difference between the low hydraulic pressure location and the high hydraulic pressure location.
  • the suction port 74, which is the low hydraulic pressure location, and the discharge port 76, which is the high hydraulic pressure location, can be arranged so that the radial force to be offset is offset (see FIGS. 1 and 17).
  • the pump rotor 12 and the pump body 14 are caused to interact with each other compared to the case where the slider member 16 is reciprocated once every time the pump rotor 12 and the pump body 14 make one relative rotation. Can be suppressed, and deterioration of durability of the pump rotor 12 and the pump body 14 can be suppressed.
  • the pump body 14 in which the cam groove 60 is formed is a non-rotating member, but is relative to the plurality of slider members 16 in the circumferential direction around the pump axis RC1.
  • the immovable pump rotor 12 is a rotating member that can rotate about its pump axis RC1. With such a configuration, when the pump rotor 12 is rotated around the pump axis RC1, the slider member 16 rotates around the pump axis RC1 together with the pump rotor 12 while reciprocating in the direction of the pump axis RC1. To do. And the cam groove 60 provided in the pump body 14 does not rotate.
  • each of the suction port 74 through which oil is sucked and the discharge port 76 through which oil is spouted can be provided at a fixed location that does not rotate around the pump shaft RC1.
  • the pump rotor 12 is a non-rotating member, but the pump body 14 is a rotating member that can rotate around the pump axis RC1
  • the slider member 16 moves along with the rotation of the pump body 14. Since the reciprocating motion can be performed on the spot without changing the circumferential position around the pump shaft center RC1, oil is alternately sucked and discharged from the same location of the vehicle oil pump 10.
  • the hydraulic circuit connected to the vehicle oil pump 10 needs to have a function of switching the flow path between oil suction and discharge.
  • a plurality of slider members 16 are annularly arranged around the pump axis RC1 between the pump rotor 12 and the pump body 14.
  • the volumes of the plurality of oil chambers 80 formed by being surrounded by the pump rotor 12, the pump body 14, and the slider member 16 correspond to the relative rotation angles of the pump rotor 12 and the pump body 14. It changes by reciprocating motion. Therefore, it is possible to reduce the pulsation of the discharge hydraulic pressure of the vehicle oil pump 10 by disposing a large number of slider members 16.
  • the number of cam grooves 60 is one, but in this embodiment, in addition to the cam grooves 60 of the first embodiment, another cam groove 160 is formed on the inner peripheral surface 56 of the pump body 162.
  • the cam grooves are distinguished from each other, and the same cam groove 60 as in the first embodiment is called a first cam groove 60, and the cam groove 160 newly provided in the present embodiment is a second cam groove. It shall be called 160.
  • the pump body 162 is provided with a cam groove switching mechanism 164 that switches the cam groove for reciprocating the slider member 16 to either the first cam groove 60 or the second cam groove 160.
  • the pump body 162 of the present embodiment is the same as the pump body 14 of the first embodiment, except that the second cam groove 160 and the cam groove switching mechanism 164 are provided. That is, the vehicle oil pump 150 of the present embodiment is the same as the vehicle oil pump 10 of the first embodiment except for the second cam groove 160 and the cam groove switching mechanism 164.
  • FIG. 18 is a developed view similar to FIG. 7 described above, and in the vehicle oil pump 150, a plurality of slider members 16 arranged in a ring around the pump shaft center RC1 are developed in series for one round.
  • 4 is a development view showing the axial position of each slider member 16 in the direction of the pump axis RC1.
  • 19 is an enlarged view of a portion surrounded by a one-dot chain line A01 in FIG. 18.
  • FIG. 19A shows the same switching position of the cam groove switching mechanism 164 as FIG. 18, and FIG. ) Represents a state in which the cam groove switching mechanism 164 is switched to the other switching position.
  • FIG. 20 is a cross-sectional view of the pump body 162 taken along the line X1-X1 as viewed in the X1-X1 direction in FIG.
  • a plurality of cam grooves 60 and 160 are formed in the pump body 162. Specifically, two cam grooves of a first cam groove 60 and a second cam groove 160 are formed.
  • the second cam groove 160 is such that the position of the second cam groove 160 in the cross section including the pump shaft center RC1 does not change in the direction of the pump shaft RC1 according to the circumferential angle of the cross section around the pump shaft center RC1.
  • the inner circumferential surface 56 of the pump body 162 is formed over a substantially half circumference. Therefore, the slider member 16 does not slide in the direction of the pump axis RC1 even if the pump rotor 12 rotates while the protrusion 42 of the slider member 16 is fitted in the second cam groove 160.
  • the cam groove switching mechanism 164 closes one cam groove of the first cam groove 60 and the second cam groove 160 and inserts the protrusion 42 into the other cam groove.
  • a cam groove switching portion 166 that can be opened and a main body portion 168 that is integral with the cam groove switching portion 166 are provided.
  • the main body 168 is pushed and moved in the direction of the pump shaft center RC1 by hydraulic pressure or spring force, etc., so that the first switching position shown in FIG. 19A and FIG. It is switched to one of the second switching positions shown. For example, as shown in FIG.
  • the main body 168 is fitted in a cylinder bore 170 formed in the pump body 162 so as to be slidable in the direction of the pump axis RC1.
  • a coil spring 172 is provided on one side (second switching position side) in the direction of the pump axis RC1 across the main body 168, and an oil chamber 174 is provided on the other side (first switching position side). Is formed.
  • the main body 168 is biased by the coil spring 172 toward the oil chamber 174, that is, toward the first switching position. In such a configuration, if the hydraulic pressure is not supplied to the oil chamber 174, the main body 168 is moved toward the first switching position by the biasing force of the coil spring 172.
  • the cam groove switching mechanism 164 when the cam groove switching mechanism 164 is switched to the first switching position, as shown in FIG. 19A, the first cam groove 60 is opened so that the protrusion 42 can be fitted. At the same time, the second cam groove 160 is blocked so that the protrusion 42 cannot be fitted. Further, the cam groove switching mechanism 164 is moved to the second switching position when the cam groove switching unit 166 and the main body 168 are moved in the direction of the pump axis RC1 as indicated by an arrow AR03 (see FIG. 20), for example. As shown in FIG. 19B, the first cam groove 60 is blocked so that the protrusion 42 cannot be inserted, and the second cam groove 160 can insert the protrusion 42. Is opened.
  • the cam groove switching mechanism 164 has a slider in any one of the plurality of cam grooves 60, 160, specifically, in any one of the first cam groove 60 and the second cam groove 160.
  • the cam groove into which the protrusion 42 of the member 16 is fitted is switched.
  • the cam groove switching mechanism 164 of the present embodiment is configured on the assumption that the pump rotor 12 rotates in the forward direction (arrow ARrt direction in FIG. 1).
  • the pump body 162 is formed with a plurality of cam grooves 60, 160, and the cam groove switching mechanism 164 has a plurality of cam grooves into which the protrusions 42 of the slider member 16 are fitted. To any one of the cam grooves 60 and 160. Therefore, the discharge flow rate of the vehicle oil pump 150 can be switched by switching the cam groove into which the protrusion 42 is fitted by the cam groove switching mechanism 164. For example, when the cam groove switching mechanism 164 is switched to the first switching position, the slider member 16 reciprocates twice per rotation of the pump rotor 12, and the cam groove switching mechanism 164 switches to the second switching position.
  • the second cam groove 160 becomes effective and the slider member 16 reciprocates only once per rotation of the pump rotor 12, so that the cam groove switching mechanism 164 is moved from the first switching position to the second switching position.
  • the discharge flow rate of the vehicle oil pump 150 can be substantially halved without changing the rotational speed of the pump rotor 12.
  • the piston portion 40 of the slider member 16 has a fan shape in the front view of FIG. 4, but the outer shape is not limited to the fan shape.
  • the cam groove 60 is formed so that the slider member 16 reciprocates twice in the direction of the pump axis RC1 every time the pump rotor 12 and the pump body 14 make one relative rotation.
  • the slider member 16 may be formed to reciprocate once, or may be formed to reciprocate three or more times.
  • the number of reciprocations of the slider member 16 per revolution, the number of suction ports 74 and the number of discharge ports 76 are the same as each other. For example, if the slider member 16 reciprocates three times per revolution, Three openings 74 and three discharge openings 76 are provided.
  • the protrusion 42 of the slider member 16 is provided so as to protrude to the outer peripheral side centering on the pump shaft center RC1, and the pump body 14 cam grooves 60 are provided on the inner peripheral surface 56 of the pump body 14, but the protrusions 42 and the cam grooves 60 are formed in the direction of the pump axis RC 1 as the slider member 16 rotates the pump rotor 12.
  • the arrangement is not limited to the arrangement shown in FIGS. 1 to 6 as long as it can be reciprocated.
  • the discharge ports 76 are provided at two locations. Therefore, the discharge pressure is different for each discharge port 76, and the discharge ports 76 are separated from the two discharge ports 76. There is no problem even if the original pressure is supplied to the hydraulic control circuit.
  • the slider member 16 reciprocates twice per rotation of the pump rotor 12, and the stroke amount STRK of the slider member 16 is the same in the first reciprocation and the second reciprocation, but different strokes.
  • a quantity of STRK is acceptable.
  • the pump body 162 has two cam grooves 60 and 160 formed in parallel.
  • the pump body 162 has three or more cam grooves.
  • the cam groove switching mechanism 164 may switch the cam groove into which the protrusion 42 of the slider member 16 is inserted into one of the plurality of cam grooves.
  • the vehicle oil pumps 10 and 150 are rotationally driven by the engine.
  • the driving force source is not particularly limited, and may be rotationally driven by, for example, an electric motor.
  • the hydraulic oil supply source of the vehicle transmission is shown as an application of the vehicle oil pumps 10 and 150.
  • the application of the vehicle oil pumps 10 and 150 is limited thereto. It is not something.
  • the cam groove 60 is formed in the pump body 14, and the slider member 16 cannot move relative to the pump rotor 12 in the circumferential direction around the pump axis RC1.
  • the cam groove 60 is formed in the pump rotor 12 and the slider member 16 is opposed to the pump body 14, while being slidable in a direction parallel to the pump shaft center RC 1.
  • a configuration is also conceivable in which relative movement in the circumferential direction around the pump axis RC1 is impossible and sliding is possible in a direction parallel to the pump axis RC1.
  • each slider member 16 is disposed so as to be separated from the partition wall 30 of the pump rotor 12.
  • Each piece need not be separated by the partition wall 30, and may be separated by the partition wall 30 for every two to three slider members 16, for example.
  • the vehicle oil pumps 10 and 150 include 28 slider members 16, but the number of slider members 16 is less than 28.
  • the number of slider members 16 may be one, as long as an extreme example is shown.
  • Vehicle oil pump 12 Pump rotor (first member) 14,162: Pump body (second member) 16: Slider member 42: Projection 56: Inner peripheral surface (peripheral surface) 60: Cam groove 80: Oil chamber 160: Second cam groove 164: Cam groove switching mechanism RC1: Pump shaft center (single shaft center)

Abstract

　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。　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、ポンプボディ１４の内周面５６に形成されている。従って、車両用オイルポンプ１０は、アキシアルピストンポンプと比較して簡単な構造とすることが可能であり、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。

Description

車両用オイルポンプ
　本発明は、車両用オイルポンプの構造に関するものである。
　車両用のオイルポンプとしては、アキシアルピストンポンプや内接形歯車ポンプなどがよく知られている。例えば、特許文献１には、上記アキシアルピストンポンプが開示されている。特許文献１のアキシアルピストンポンプは一般的に知られたオイルポンプであり、例えば特許文献１の図２によれば、そのアキシアルピストンポンプが有するピストン数は８である。
特開２０１０－１４４５７９号公報
　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。
本発明の一実施例である車両用オイルポンプの正面図である。 図１において車両用オイルポンプをII－II方向に見た車両用オイルポンプのII－II矢視断面図である。 図１の車両用オイルポンプの斜視図である。 図１の車両用オイルポンプのポンプ軸心方向に見たスライダ部材の正面図である。 図４において矢印AR01方向に見たスライダ部材の側面図である。 図４および図５に示すスライダ部材の斜視図である。 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を直列的に１周分を展開して、そのスライダ部材の各々のポンプ軸心方向の軸方向位置を示した展開図である。 従来の内接形歯車ポンプと図１に示す実施例１の車両用オイルポンプとのそれぞれにおいて、油の剪断による摩擦損失とポンプの回転速度との関係を表したグラフであって、図８（ａ）は上記内接形歯車ポンプのものであり、図８（ｂ）は実施例１の車両用オイルポンプのものである。 図８にて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の概略図である。 図１の車両用オイルポンプにおいてカム溝が直線的な軌跡を有すると仮定した上で、その直線的な軌跡を有すると仮定されたカム溝のポンプ軸心まわりの１周分を一平面上に展開した、カム溝の簡略化モデル図である。 従来の内接形歯車ポンプと図１に示す実施例１の車両用オイルポンプとについて、図８（ａ）（ｂ）に表された上記摩擦損失トルクとポンプの回転速度との関係を１つのグラフにまとめて表した図である。 図１の車両用オイルポンプにおいて油圧により生じるポンプロータ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１の車両用オイルポンプにおいてスライダ部材の突部とその突部が摺動するカム溝の側面（摩擦面）との摩擦により生じるポンプロータ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１の車両用オイルポンプにおいて、カム溝の溝角度と、図１２及び図１３に表された力及び駆動トルクのそれぞれとの関係を示したグラフである。 ポンプの駆動トルクとカム溝の溝角度との関係を、図９の内接形歯車ポンプと図１に示す実施例１の車両用オイルポンプとに関して示したグラフである。 図１に示す実施例１の車両用オイルポンプと図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、ポンプの回転速度とポンプの吸入流速との関係を表したグラフである。 図１の車両用オイルポンプにおいて、吸入口と吐出口とが合計３組あると仮定した場合のその吸入口および吐出口の配置を例示した図である。 図７と同様の展開図であって、実施例２の車両用オイルポンプにおいて環状に配設された複数のスライダ部材を直列的に１周分を展開して、そのスライダ部材の各々のポンプ軸心方向の軸方向位置を示した展開図である。 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１９（ａ）は図１８と同じカム溝切替機構の切替位置すなわち第１切替位置を表しており、図１９（ｂ）はもう一方の切替位置すなわち第２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１９（ａ）においてX1－X1方向に見たポンプボディのX1－X1矢視断面図である。
　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８（ａ）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８（ｂ）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８（ａ）の縦軸及び横軸と、図８（ｂ）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８（ａ）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８（ａ）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８（ａ）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８（ｂ）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／Sn　・・・（１）
　Ｌ２＝（π×μ×n2）／（1800×10200）×（Z1／Z2）×（D4－Df2 4）／（8×Sa）　・・・（２）
　Ｌ３＝（π×μ×n2）／（1800×10200）×（Dp1 4－Df1 4）／（8×Sa）　・・・（３）
　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kgf・ｓ/cm2）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８（ｂ）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８（ｂ）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８（ａ）と図８（ｂ）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８（ａ）（ｂ）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＝Fro＋Frμ）。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kgf/cm2）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）×9.8×10-2　・・・（４）
　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m/s）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m3/s）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１９（ａ）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１９（ｂ）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１９（ａ）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１９（ａ）に示す第１切替位置と図１９（ｂ）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１９（ａ）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１９（ｂ）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。
１０，１５０：車両用オイルポンプ
１２：ポンプロータ（第１部材）
１４，１６２：ポンプボディ（第２部材）
１６：スライダ部材
４２：突部
５６：内周面（周面）
６０：カム溝
８０：油室
１６０：第２カム溝
１６４：カム溝切替機構
RC1：ポンプ軸心（一軸心）

Claims (5)

  1. 　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。
  2. 　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。
  3. 　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。
  4. 　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。
  5. 　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。
     
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