少なくとも圧縮機と、ガスクーラと、内部熱交換器と、膨張手段と、蒸発器と、低圧受液器と、過熱器とを備え、前記過熱器は前記低圧受液器と前記圧縮機との間に配置され、高圧側で冷媒が超臨界状態となって動作する冷凍サイクル装置。前記過熱器は、前記低圧受液器と前記内部熱交換器との間に配置されることを特徴とする請求項1に記載の冷凍サイクル装置。前記過熱器は、空気を熱源とする熱交換器であって、前記蒸発器と前記過熱器とは、一体の熱交換器として構成されることを特徴とする請求項1または2に記載の冷凍サイクル装置。前記過熱器は、前記蒸発器よりも風上側に配置されることを特徴とする請求項1~3のいずれか1つに記載の冷凍サイクル装置。しかしながら、特許文献1に記載の冷凍サイクル装置は、外気温度および入水温度が変化した場合に冷媒量の調節を行ってエネルギー消費効率を高くする機能を有するものの、低圧受液器6に冷媒を貯留するとき、出口の冷媒温度は飽和温度例えば、約6~7°Cとなるため、内部熱交換器5における高圧側冷媒例えば、約17~20°Cとの熱交換だけでは過熱度を十分に高くすることができず、吸入過熱度が低くなって、各々の外気温度および入水温度において冷凍サイクル装置のエネルギー消費効率を略最大にすることができないという課題を有していた。図3に示す吸入過熱度とCOPの相関図からわかるように、吸入過熱度は略8KでCOP最大となるのに対して、略5K程度であり、更に過熱度を高くすることでCOPが工場する。本発明は、前記従来の課題を解決するもので、蒸発器と圧縮機との間に低圧受液器を備える冷凍サイクル装置においても、吸入過熱度を十分に高くし、高いエネルギー消費効率で運転することができる冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。上記目的を達成するために、本発明の冷凍サイクル装置は、少なくとも圧縮機と、ガスクーラと、内部熱交換器と、膨張手段と、蒸発器と、低圧受液器と、過熱器とを備え、前記過熱器は前記低圧受液器と前記圧縮機との間に配置され、高圧側で冷媒を超臨界状態にして動作する。これによって、蒸発器と圧縮機との間に低圧受液器を備える冷凍サイクルにおいても、過熱器で冷媒を過熱して、各々の外気温度および入水温度においてCOPが最大となるように吸入過熱度を適切にすることができる。なお、吸入過熱度とは、圧縮機1に吸入される冷媒温度と圧縮機1に吸入される冷媒の飽和温度との差である。本発明の冷凍サイクル装置は、低圧受液器と圧縮機との間に過熱器を備え、高圧側で冷媒を超臨界状態にとして動作させることによって、低圧受液器を備えていても、過熱器で低圧冷媒を過熱して吸入過熱度を適切に高くし、冷凍サイクル装置を高いエネルギー効率で動作させることができる。第1の発明は、少なくとも圧縮機と、ガスクーラと、内部熱交換器と、膨張手段と、蒸発器と、低圧受液器と、過熱器とを備えた冷凍サイクル装置であって、前記過熱器は前記低圧受液器と前記圧縮機との間に配置され、高圧側で冷媒が超臨界状態となって動作することにより、低圧受液器に冷媒を貯留し、低圧受液器を出た飽和ガス冷媒は内部熱交換器に加えて過熱器でも過熱された後に圧縮機に吸入されるため、各々の外気温度および入水温度において吸入過熱度を最適にして、冷凍サイクル装置を高いエネルギー消費効率で運転することができる。第2の発明は、特に、第1の発明において、前記過熱器が、前記低圧受液器と前記内部熱交換器との間に配置されることにより、低圧受液器から出た冷媒が、まず、過熱器において比較的低温の空気と熱交換を行った後に内部熱交換器において比較的高温のガスクーラ出口冷媒と熱交換を行うため、高い熱交換効率で熱交換器を利用することができ、比較的小型の過熱器と内部熱交換器でも、吸入過熱度を最適にして、冷凍サイクル装置を高いエネルギー消費効率で運転することができる。第3の発明は、特に、第1または第2の発明において、前記過熱器が、空気を熱源とする熱交換器であって、前記蒸発器と前記過熱器とは、一体の熱交換器として構成されることにより、送風機を蒸発器と過熱器とで共通とし、送風機に係るエネルギー消費量を削減することができ、冷凍サイクル装置を高いエネルギー消費効率で運転することができる。第4の発明は、特に、第1~3のいずれか1つの発明において、前記過熱器は、前記蒸発器よりも風上側に配置されることにより、送風機により導入された空気が、まず、過熱器において比較的高温の冷媒と熱交換を行った後に蒸発器において比較的低温の冷媒と熱交換を行うため、高い熱交換効率で熱交換器を利用することができ、比較的小型の過熱器と蒸発器でも、吸入過熱度を最適にして、冷凍サイクル装置を高いエネルギー消費効率で運転することができる。以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。なお、この実施の形態によって本発明が限定されるものではない。実施の形態1図1は、本発明の第1の実施の形態における冷凍サイクル装置の構成図である。図1は、例えば、ヒートポンプ給湯機に搭載される冷凍サイクル装置であり、圧縮機1、本発明のガスクーラとしての放熱器2、本発明の膨張手段としての膨張弁3、蒸発器4、低圧受液器6、過熱器11、内部熱交換器5を備え、それらを環状に接続し、冷媒回路7を構成している。放熱器2は、冷媒と熱交換する水を貯湯タンク図示せずの下方より循環ポンプ図示せずを介して供給させる入水配管14と、その水を貯湯タンクの上方に戻す出湯配管15を備えている。過熱器11は、蒸発器4と同様に空気を熱源とし、図2に示すように蒸発器4と一体となって構成されたフィンチューブ式の熱交換器である。以上のように、構成された冷凍サイクル装置について、以下にその動作および作用を説明する。圧縮機1を運転すると、高圧まで圧縮されて吐出された冷媒は、放熱器2に送られ、循環ポンプの動力によって入水配管14を通ってきた低温水と熱交換して放熱する。これにより、加熱された低温水は、高温水となり、出湯配管15を通り、貯湯タンクに送られ、高温の温水として貯湯される。放熱器2から流出する冷媒は、内部熱交換器5の高圧側流路21を経て膨張弁3に供給されて減圧膨張され、蒸発器4に送られて、送風ファンにより導入された空気と熱交換して、蒸発してガス化する。ガス化した冷媒は、低圧受液器6内に図10に示すように冷媒を貯留しているとき、低圧受液器6の出口管24から飽和ガス状態で過熱器11に送られ、蒸発器4に空気を供給する送風ファンと同一の送風ファンで送られた空気と熱交換して、過熱過熱度略3Kされる。その後、内部熱交換器5の低圧側流路22を経てさらに過熱過熱度略8Kされ、圧縮機1に吸入される。このとき、通常、過熱器11に導入される空気の温度例えば、16°Cは、内部熱交換器5の高圧側流路21内の平均冷媒温度例えば、19°Cよりも低く、低圧受液器6を出た冷媒は、過熱器11、内部熱交換器5の順で過熱すると、熱交換器の効率を高く使うことができ、過熱器11を小型にすることができる。また、蒸発器4と過熱器11とを一体にして構成することにより、両熱交換器に空気を導入する送風ファンを共通とすることができ、送風ファンの台数を削減することで、省スペース化できるだけでなく、送風ファンに係る動力を抑えることができる。二酸化炭素を高圧側で超臨界状態にして使用する冷凍サイクル装置においては、図3に示すように、少なくとも外気温度7~25°Cの範囲においては、過熱度が略8KにおいてCOPが最大となる。ところが、外気温度が高い場合に比べて外気温度が低い場合は、次に、図4に示すP-h線図モリエル線図からわかるように、低圧側の冷媒密度が小さくなるため、冷媒回路7中で余剰となった冷媒を低圧受液器6に貯留して、吸入過熱度を略8Kに維持し、COPを最大にするように動作させる。図5に吸入過熱度の外気温度特性図を示す。一定となる吸入過熱度は、過熱器11を備えない場合よりも高くなり、外気温度が一定温度範囲においては、各外気温度条件でCOPを最大にすることができる。この過熱度は内部熱交換器5だけでは温度差不足で到達できず、過熱器11の作用によるものである。次に、入水温度の影響について述べる。図6に示すP-h線図モリエル線図からわかるように、入水温度が高くなると、蒸発器4入口冷媒の乾き度が大きくなるため、蒸発器4内の平均冷媒密度が小さくなり、冷媒回路7中で余剰となった冷媒を低圧受液器6に貯留して、吸入過熱度を略8Kに維持し、COPを最大にするように動作させる。図7に吸入過熱度の入水温度特性図を示す。外気温度特性図と同様に、一定となる吸入過熱度は、過熱器11の作用によって、過熱器11を備えない場合よりも高くなり、入水温度が一定となる温度範囲においては、各入水温度条件でCOPを最大にすることができる。このように、過熱器11を低圧受液器6と内部熱交換器5との間に備えることによって、内部熱交換器5だけでは交換することができなかった熱量を低圧冷媒が得て、外気温度および入水温度が一定温度範囲にある場合は、低圧受液器6を蒸発器4と圧縮機1との間に備えていても、吸入過熱度を略8Kにすることができ、冷凍サイクル装置のエネルギー消費効率を略最大にすることができる。以上のように、本実施の形態においては、低圧受液器と圧縮機との間に過熱器を備え、高圧側で冷媒を超臨界状態にとして動作させることによって、低圧受液器を備えていても、過熱器で低圧冷媒を過熱することによって吸入過熱度を十分に高くし、冷凍サイクル装置を高いエネルギー効率で動作させることができる。なお、ここでは、実施の形態として、過熱器が空気を熱源とする熱交換器である冷凍サイクルを示したが、過熱器は、水などその他を熱源とするものであってもよい。特に、蒸発器の熱源として、水や水蒸気を用いる場合は、本実施の形態と同様に、過熱器と蒸発器を一体の熱交換器として構成し、過熱器の熱源として、水や水蒸気を用いる冷凍サイクルとしてもよい。実施の形態2図8は、本発明の第2の実施の形態における蒸発器4と過熱器11の構成図である。送風ファンによって送られる空気の流れ方向に対して、風上側に過熱器11、風下側に蒸発器4となるように配置される。その他、冷凍サイクル装置全体の構成図は、実施の形態1と同様で、図1に示す通りであるので、説明は省略する。以上のように、構成された冷凍サイクル装置について、以下にその動作および作用を説明する。冷媒回路7中の冷媒の基本的な動作については、実施の形態1と同様であるので、説明は省略する。蒸発器4および過熱器11における冷媒と空気の熱交換器としての動作について詳しく述べる。蒸発器4においては、通常、冷媒は液/ガス混合状態にあり、その温度は冷媒の動作圧力によって決まる飽和温度となる例えば、約6~7°C。これに対して、過熱器11における平均温度は飽和温度よりも高く例えば、約8~10°C、蒸発器4中の冷媒温度よりも高い。このため、図8に示すように、熱源としての空気は、過熱器11において熱交換を行った後に蒸発器4において熱交換を行うと、熱交換器を効率がよく利用することができ、過熱器11を小型化することができる。