"密閉容器内にクランク軸を介して電動機で駆動される圧縮機構を備え、前記圧縮機構は、略円筒状の内部空間を有し、前記内部空間に冷凍サイクルの低圧流体を吸入する吸入ポートが径方向に穿設されたシリンダと、前記吸入ポートと前記密閉容器外の吸入管とを連結する連結管と、を備え、前記吸入ポート、前記連結管及び前記吸入管の断面形状が、前記クランク軸の軸方向寸法より回転方向寸法が大きい非円形形状であることを特徴とする回転圧縮機。アキュムレータと、前記アキュムレータに低圧流体を導入する導入管と、アキュムレータから低圧流体を排出し前記連結管に連結される前記吸入管と、を備え、前記吸入管の断面形状が前記クランク軸の軸方向寸法より回転方向寸法が大きい非円形形状であり、前記導入管の断面形状が円形形状であることを特徴とする請求項1記載の回転圧縮機。アキュムレータと、前記アキュムレータに低圧流体を導入する導入管と、アキュムレータから低圧流体を排出し前記連結管に連結される前記吸入管と、を備え、前記吸入管の連結管接続部の断面形状が前記クランク軸の軸方向寸法より回転方向寸法が大きい非円形形状であり、前記吸入管のアキュムレータ挿入部の断面形状が円形形状であり、前記導入管の断面形状が円形形状であることを特徴とする請求項1記載の回転圧縮機。前記非円形断面形状が、楕円、長円、接続円、あるいは二つの円を短径で接続してなる形状のいずれかであることを特徴とする請求項1乃至3のいずれかに記載の回転圧縮機。前記吸入ポートに圧入される前記連結管の非円形断面形状が長穴であり、前記長穴の二つの円を接続する平坦部を、前記吸入ポートと前記連結管の圧入代の範囲で外周側に凸形状にしたことを特徴とする請求項1乃至3のいずれかに記載の回転圧縮機。上記特許文献2に記載の回転圧縮機は、非円形断面形状のシリンダ吸入ポートと円形断面形状の吸入管を、吸入フィッティングを介して連結している。低圧流体の流路であるシリンダ吸入ポートと吸入管の間で流路面積減少による圧損を生じさせないためには、吸入管の内径を吸入ポートの軸方向寸法に対して大きくせざるを得ず、圧縮機軸方向寸法の縮小による小型化実現の阻害要因となっていた。また、多気筒圧縮機においては複数の吸入管の軸方向間隔を縮小することができず、その影響が顕著であった。この発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、吸入ガス流路の圧損を生じさせることなく、圧縮機の小型化を実現でき、省資源、高効率、低振動の回転圧縮機を提供する。この発明に係る回転圧縮機は、密閉容器内にクランク軸を介して電動機で駆動される圧縮機構を備え、圧縮機構は、略円筒状の内部空間を有し、内部空間に冷凍サイクルの低圧流体を吸入する吸入ポートが径方向に穿設されたシリンダと、吸入ポートと密閉容器外の吸入管とを連結する連結管と、を備え、吸入ポート、連結管及び吸入管の断面形状が、クランク軸の軸方向寸法より回転方向寸法が大きい非円形形状であることを特徴とする。この発明に係る回転圧縮機は、吸入ポート、連結管及び吸入管の断面形状を、クランク軸の軸方向寸法より回転方向寸法が大きい非円形形状としたので、これらが円形断面形状の場合に比べて、シリンダ、連結管、吸入管の軸方向寸法を、流路面積の減少による圧損を生じさせることなく縮小させることができ、圧縮機軸方向寸法の縮小による小型化を図ることが可能となり、省資源、高効率、低振動の回転圧縮機を得ることが可能となる。実施の形態1.図1は実施の形態1を示す図で、2気筒回転圧縮機100の縦断面図である。2気筒回転圧縮機100は、高圧雰囲気の密閉容器1内に、固定子2aと回転子2bとを有する電動機2と、電動機2によりクランク軸4を介して駆動される圧縮機構3と、図示しない冷凍機油圧縮機構3の摺動部を潤滑するもので、密閉容器1内の底部に貯留するとが設けられる。密閉容器1は、胴部1a、上皿容器1b、下皿容器1cとで構成される。上皿容器1bと胴部1a、下皿容器1cと胴部1aが夫々溶接により一体化される。圧縮機構3が密閉容器1の底部に設けられ、圧縮機構3の上方に電動機2が設けられる。冷凍サイクルの低圧側に接続される吸入管40,41から低圧の冷媒ガスを圧縮機構3が吸入し、圧縮する。圧縮機構3から吐出される高圧の冷媒ガスは、電動機2を通過し、吐出管25から冷凍サイクルの高圧側に吐出される。電動機2は、通常は、回転子2bに永久磁石を使用するブラシレスDCモータである。但し、誘導電動機が使用される場合もある。外部電源図示せずからガラス端子26、リード線27を経由して電力が電動機2の固定子2aに供給される。後述するが、密閉容器1の接続部1d,1eに、吸入管40,41が溶接により接続される。図2は図1の圧縮機構3の拡大図、図3は実施の形態1を示す図で、第1のシリンダ8の横断面図である。図2、図3を参照しながら、圧縮機構3の構成について説明する。クランク軸4は、電動機2の回転子2bに固定され、主軸受6により支持される主軸4aと、主軸4aの反対側に設けられ、副軸受7で支持される副軸4bと、主軸4aと副軸4bとの間に所定の位相差例えば、180°を設けて形成される偏芯軸4c,4dを有する。主軸受6は、断面が略T字形状である。クランク軸4の主軸4aに摺動のためのクリアランスを持って嵌合され、回転自在に主軸4aを軸支する。また、第1のシリンダ8の両端部の開口部の一方電動機2側を閉塞する。副軸受7は、断面が略T字形状である。クランク軸4の副軸4bに摺動のためのクリアランスを持って嵌合され、回転自在に副軸4bを軸支する。また、第2のシリンダ9の両端部の開口部の一方反電動機2側を閉塞する。圧縮機構3は、主軸4a側の第1のシリンダ8と、副軸4b側の第2のシリンダ9とを備える。第1のシリンダ8シリンダは略円筒状の内部空間を有し、この内部空間に、クランク軸4の偏芯軸4cに回転自在に嵌合する第1のピストン11aローリングピストンともいうが設けられる。さらに、偏芯軸4cの回転に伴い、第1のピストン11aに当接しながら、ベーン溝8b内を往復運動する第1のベーン5aが設けられる。ベーン溝8bは、第1のシリンダ8の径方向に設けられ、軸方向に貫通している。クランク軸4の偏芯軸4cに回転自在に嵌合する第1のピストン11a、第1のベーン5aを収納した第1のシリンダ8の内部空間の軸方向両端面を、主軸受6と仕切板10とで閉塞して、密閉された室30を形成する。さらに、室30は、第1のピストン11aと第1のベーン5aとにより、クランク軸4の回転方向図3に矢印で示す前方に位置する吸入室30aと、クランク軸4の回転方向後方に位置する圧縮室30bとに仕切られている。第2のシリンダ9シリンダも、円筒状の内部空間を有し、この内部空間に、クランク軸4の偏芯軸4dに回転自在に嵌合する第2のピストン11bが設けられる。さらに、偏芯軸4dの回転に伴い、第2のピストン11bに当接しながら、ベーン溝図示せず内を往復運動する第2のベーン図示せずが設けられる。ベーン溝は、第2のシリンダ9の径方向に設けられ、軸方向に貫通している。クランク軸4の偏芯軸4dに回転自在に嵌合する第2のピストン11b、第2のベーンを収納した第2のシリンダ9の内部空間の軸方向両端面を、副軸受7と仕切板10とで閉塞して室31を形成する。さらに、室31は、第2のピストン11bと第2のベーンとにより、クランク軸4の回転方向前方に位置する吸入室31a図示せずと、クランク軸4の回転方向後方に位置する圧縮室31b図示せずとに仕切られている。第1のシリンダ8と第2のシリンダ9には、室30,31に冷凍サイクルの低圧流体を吸入するよう、吸入管40,41と室30,31とを夫々連通する吸入ポート50,51が径方向に穿設されている。また、吸入ポート50,51と吸入管40,41を接続連結するため、連結管60,61が使用される。連結管60,61の圧入部60a,61aは、吸入ポート50,51の外側に拡径して設けられている圧入受入部50a,51aに圧入して接続される。連結管60,61の吸入管挿入部60b,61bには、吸入管40,41が挿入される。吸入管挿入部60b,61bは、密閉容器1の接続部1d,1e図1参照及び吸入管40,41と溶接により接続される。密閉容器1の接続部1d,1eは、連結管60,61の挿入時に干渉しないよう、密閉容器1の中心線に対し垂直に、且つ密閉容器1の中心方向に向かい取付けられる。図4は図1のA部拡大図である。密閉容器1の胴部1aと下皿容器1c、密閉容器1の胴部1aと接続部1d,1eはともに溶接される。そのため、接続部1dと接続部1e、密閉容器1の胴部1aの端部と接続部1eとの間には、溶接歪の影響を受けないよう各々所定の間隔L1、L2をもって取付られる。図示しないが、密閉容器1と下皿容器1cが絞り成形等により一体構造である場合、L2は密閉容器下部R形状の端部と接続部1eとの間隔を指す。冷凍サイクルから流入する低圧流体は、吸入管40,41、連結管60,61の圧入部60a,61a、吸入ポート50,51の順に通り、室30,31に導入される。そのため、低圧流体の吸入経路で吸入圧損が大きくならないよう、吸入管40,41、連結管60,61の圧入部60a,61a、吸入ポート50,51の断面積を順に大きくするか、略同一としている。図5は実施の形態1を示す図で、吸入ポート50の断面図である。吸入ポート50を、クランク軸4の軸方向寸法H1より回転方向寸法Dを大とした非円形断面形状としている。従って、断面積が同一の円形断面形状に比べて、軸方向寸法を小さくできる。吸入ポート50を非円形断面形状とし、H1<Dとすることにより、第1のシリンダ8の軸方向高さHを小さく設定できる。図6は図3のB-B断面図である。図6に示すように、第1のシリンダ8の内周8aと、第1のピストン11aの外周11cの間には、互いの接触を避けるために、クリアランスWを設ける必要がある。クリアランスWと第1のシリンダ8の軸方向高さHとの積Sが、圧縮室30bと吸入室30aとを連通する漏れ流路となり、圧縮機効率低下の要因となることが知られている。第1のシリンダ8の軸方向高さHを小さく設定することで、漏れ面積Sが低減し、圧縮機効率を向上させることが可能となる。本実施の形態の特徴として、吸入管40,41と、連結管60,61も、クランク軸4の軸方向寸法より回転方向寸法を大とした非円形断面としている。従って、吸入管40,41と、連結管60,61も、同じ断面積の円形断面の場合よりも軸方向高さを小さくできる。図7、図8は実施の形態1を示す図で、図7は吸入ポート50,51、吸入管40,41と、連結管60,61が円形断面形状の2気筒回転圧縮機100の外形図、図8は吸入ポート50,51、吸入管40,41と、連結管60,61が非円形断面形状の2気筒回転圧縮機100の外形図である。図7に示す2気筒回転圧縮機100は、吸入ポート50,51、吸入管40,41、連結管60,61が円形断面形状である。また、図8に示す2気筒回転圧縮機100は、吸入ポート50,51、吸入管40,41、連結管60,61が非円形断面形状である。接続部1dと接続部1eとの間隔L1、密閉容器1の胴部1aの端部と接続部1eとの間隔L2を一定とした場合、吸入ポート50,51、吸入管40,41、連結管60,61を非円形断面形状にすると、第1のシリンダ8、第2のシリンダ9に連結される吸入管40,41の軸方向距離を小さく設定できるとともに、第2のシリンダ9の軸方向配置を低く設定できる。図7に示す2気筒回転圧縮機100における第2のシリンダ9の軸方向中心と下皿容器1cとの下面との距離をK’、図8に示す2気筒回転圧縮機100における第2のシリンダ9の軸方向中心と下皿容器1cとの下面との距離をKとすると、K’>Kの関係になる。吸入ポート50,51、吸入管40,41、連結管60,61を非円形断面形状にすることにより、以下に示す効果を奏する。1第1のシリンダ8、第2のシリンダ9の軸方向高さを低くできるので、圧縮機の軸方向の高さ寸法を縮小することができる小型化。2吸入管40,41、連結管60,61も非円形断面形状にしているので、接続部1dと接続部1eとの間隔L1、密閉容器1の胴部1aの端部と接続部1eとの間隔L2はそのままで、第1のシリンダ8、第2のシリンダ9の位置を、吸入ポート50,51、吸入管40,41、連結管60,61が円形断面形状の場合よりも下げることができる圧縮機低重心化による低振動化。一方、吸入ポート50,51が非円形断面形状であっても、吸入管40,41と連結管60,61が円形の場合は、第1のシリンダ8、第2のシリンダ9の軸方向の高さを縮小できるだけで、圧縮機の軸方向の高さ寸法の縮小はできない。この場合の2気筒回転圧縮機100の外形は図7と同じである。圧縮機の外形の小型化や、低重心化による低振動化の効果は得られない。2気筒回転圧縮機100の内部では、第1のシリンダ8、第2のシリンダ9の軸方向の高さが縮小されるが、第1のシリンダ8、第2のシリンダ9の軸方向の中心は図7の場合と同じである。図7の場合より、副軸受7の位置が上がり、仕切板10が厚くなり、主軸受6の位置が下がる。図9は実施の形態1を示す図で、吸入管挿入部60bを円形とし圧入部60aを非円形として同一流路面積で繋げる場合の連結管60を示す図aは回転方向に長穴、bは軸方向に長穴である。図9に示すように、連結管60の吸入管挿入部60bを円形とし、圧入部60aを非円形として同一流路面積で繋げる場合、必ず縮径部をもち、低圧流体の流路抵抗による吸入圧損が避けられない。そのため、非円形吸入断面形状の回転方向寸法図9aを最小径とする円形形状を選択せざるを得ないが、圧縮機軸方向寸法の縮小と相反する形状となる。本実施の形態の効果は、2気筒回転圧縮機100図1のみならず、多気筒圧縮機においても同様の効果が得られる。さらに、1気筒圧縮機においても、シリンダ軸方向高さの縮小と、シリンダの軸方向配置を低く設定できる効果を得ることができ、圧縮機小型化と低振動化が可能となる。さらに、吸入ポート50,51、吸入管40,41、連結管60,61を非円形断面形状にすることにより、第1のシリンダ8、第2のシリンダ9の軸方向高さを低くできることで、クランク軸4の偏芯軸4c又は偏芯軸4dに作用する圧縮ガス負荷を低減できる。さらに、第1のシリンダ8、第2のシリンダ9の軸方向高さを低くできることで、圧縮ガス負荷の支持点となる主軸受6又は副軸受7までの距離が小さくなり、圧縮ガス負荷によるクランク軸4の撓みを抑制できる。クランク軸4の撓みが大きくなると、主軸受6又は副軸受7に対するクランク軸4の傾きが大きくなり、片当たりによる軸受信頼性の低下が生じるため、クランク軸4の撓みに対応したクランク軸4の剛性を確保する必要がある。しかし、クランク軸4の撓みを抑制できる分、軸径の縮小といったクランク軸4の剛性を低下させる設計変更も可能となり、軸摺動損失の低減による圧縮機高効率化が可能となる。図10は実施の形態1を示す図で、変形例1の2気筒回転圧縮機200の縦断面図である。2気筒回転圧縮機100と異なる点は、密閉容器1に隣接してアキュムレータ20が設けられる点である。アキュムレータ20は、アキュムレータ20に冷凍サイクルの低圧流体を導入する導入管21と、アキュムレータ20から低圧流体を排出し、連結管60,61に連結される吸入管22,23とを備える。回転圧縮機においては、冷凍サイクルからくる低圧流体の気液分離、低圧流体に微量に含まれる潤滑油冷凍機油の分離、マフラー効果による騒音低減等の用途からアキュムレータ20を取付けることが望ましい。アキュムレータ20を取付ける場合にも、吸入管22,23を、クランク軸4の軸方向寸法より回転方向寸法を大とした非円形断面とすることで、2気筒回転圧縮機100と同様の効果を得ることができる。但し、アキュムレータ20の導入管21の断面形状は円形としてある。冷凍サイクル機器の配管の断面形状は円形であり、導入管21の断面形状を円形に合わせることで、多種多様の冷凍サイクル機器に容易に搭載可能という圧縮機の基本性能を満足する。冷凍サイクルからくる低圧流体は、アキュムレータ20の導入管21を通り、一度アキュムレータ容器24内に流入し、気液分離、潤滑油の分離が行われた後に吸入管22,23に流入する。そのため、導入管21と吸入管22,23の断面形状の違いにより、吸入圧損が生じることはない。図11は実施の形態1を示す図で、変形例1の2気筒回転圧縮機200の縦断面図吸入管22,23の連結管接続部22a,23aが非円形断面形状である。アキュムレータ20の吸入管22,23は、必要な流路面積が確保できていれば、全長に渡り同一の非円形断面形状でなくてもよい。図11に示すよう、吸入管22,23の連結管接続部22a,23aが非円形断面形状で、アキュムレータ挿入部22b,23bが円形断面形状であってもよい。このような構成とすることで、吸入管22,23が円形である機種と、アキュムレータ容器24の部品共通化を図ることが可能となる。さらに、吸入管22,23は、全長に渡り同一部品でなくてもよい。吸入管22,23は、溶接性、曲げ成形性が良好な銅素材が一般的に選択される。昨今の銅素材の市場価格高騰を考慮すれば、吸入管22,23のアキュムレータ挿入部22b,23bの円形断面形状部分をより安価な素材にて代替することでコスト低減を図ることも可能である。吸入ポート50,51、吸入管40,41連結管接続部22a,23a、連結管60,61の非円形断面形状は、楕円、長円、接続円、あるいは二つの円を短径で接続してなる形状のいずれであっても、円形断面形状に対し、軸方向高さを縮小できるため、吸入ポート50,51、吸入管40,41連結管接続部22a,23a、連結管60,61の加工、成形性等を鑑み、適宜選択することが可能である。図12、図13は実施の形態1を示す図で、図12は断面形状が長穴の吸入ポート50と連結管60の圧入部60aを圧入した際の、連結管60の内部応力の方向を示した模式図、図13は連結管60の圧入部60aの一変形形態を示した模式図である。図12、図13に示すように、長穴の部材を圧入した場合、円弧部60dにて発生した内部応力が平坦部60cに伝わり、平坦部60cを内周側に変形させる恐れがある。平坦部60cが内周側に変形した場合、連結管60の圧入シール性低下により、密閉容器1内の高圧雰囲気の冷媒ガスが、吸入室30aに流入し、圧縮機効率の低下を招く恐れがあった。図14は実施の形態1を示す図で、連結管60の圧入部60aの断面図である。図14に示す連結管60の圧入部60aは、断面形状を長穴とし、且つ、長穴の2つの円を接続する平坦部を吸入ポート50との圧入代の範囲で外周側に凸形状60eとしたものである。連結管60の圧入部60aの平坦部を外周側に凸形状60eとしたので、圧入により円弧部60dにて発生した内部応力が、平坦部の凸形状60eを外周側に変形させる方向に伝わるため、平坦部が内周側に変形することなく、圧入シール性低下のない連結管60を得ることが可能となる。平坦部60cに伝わる内部応力の方向を外周側に向ける方法として、断面形状を楕円とすることも考えられるが、長穴と楕円形状を面積、軸方向寸法同一にて比較した場合、楕円形状のほうが長穴に対し回転方向寸法が大きくなる。図15は実施の形態1を示す図で、吸入ポート縁50b及び吐出ポート縁70aで決まる圧縮工程角度θを示す図である。吸入ポート50の回転方向寸法が大きくなると、図15に示すよう、吸入ポート縁50bY点、第1のベーン5aの反対側縁部、吐出ポート70の吐出ポート縁70aZ点、第1のベーン5aの反対側縁部とで決まる圧縮工程角度θが減少し、排除容積が減少してしまうため、連結管の圧入シール性低下や排除容積減少のない本実施の形態長穴が最良の選択となる。ところで、冷媒を使用して、本実施の形態の2気筒回転圧縮機100,200により冷凍サイクルを作動する空気調和機における地球環境への課題としては、オゾン層保護、地球温暖化対応CO2等排出抑制、省エネルギー化、資源の再利用リサイクルなどがある。これらの地球環境に関する課題のうち、オゾン層保護については、使用する冷媒をオゾン破壊係数が高いR22HFC22から、オゾン破壊係数がゼロであるR410AHFC32:HFC125=50:50重量比に切り替えた空気調和機が既に製品化されている。尚、HFC125は、化学式CHF2-CF3化学名ペンタフルオロエタンである。一方、地球温暖化防止対策への要求が益々高くなってきている。空気調和機においては、総等価温暖化影響TEWITotalEquivalentWarmingImpactと呼ばれる地球温暖化の指標を用いて評価される。このTEWIは、冷媒の大気放出による影響直接影響と装置のエネルギー消費間接影響、並びに空気調和機を構成する素材を製造する際に消費されるエネルギーを作るために排出されるCO2などの総和で表される。TEWIの算出には、冷媒の地球温暖化係数GWPGlobalWarmingPotential、冷媒量、並びに空気調和機の効率を表す通年エネルギー消費効率APFAnnualPerformanceFactorが用いられる。地球温暖化を防止するには、TEWIの値を小さくするべく、小さなGWP値と大きなAPF値とを持つ冷媒を選定する必要がある。現在用いられているR410AのGWPは2090で、従来用いられていたR22の1810よりも大きな値となっている。そこで、地球温暖化防止のために、GWP値がゼロの冷媒として、炭化水素系のR290、GWPが50以下の低GWP冷媒としてHFO1234yfなどが開発されているが、可燃性や省エネ性の課題があるため、比較的GWPが低い冷媒としてR32HFC32が候補として挙げられている。このR32のGWP値は675であり、R22,R410AのGWP値と比較すると約1/3になり、地球温暖化への影響を軽減することが出来るが、R290やHFO1234yfと比べると低GWP冷媒とは言えないため、R32を使用する場合は冷媒量の削減が必要となる。省エネルギーについては、空気調和機を運転した際の電力消費により間接的にCO2を排出するため、空気調和機の性能を高めて、省エネルギー化することにより、地球温暖化防止に寄与する。家庭用空気調和機では、使用時の電力消費による間接的なCO2排出量が占める割合が大きいため、省エネルギー化を進めることで、CO2排出量の削減に結びつけることが出来る。冷媒にR32を使用する場合には、前述のように低GWP冷媒ではないため、地球温暖化への影響を減らすために、冷媒量を削減しつつ、同時に省エネルギー化を実現する必要がある。"