"エンジンにより駆動されて冷媒を吸入するとともに該吸入した冷媒を圧縮して吐出する圧縮機と、前記圧縮機から吐出された冷媒が該圧縮機に吸入されるまでの流路を形成する冷媒回路と、前記冷媒回路に設けられ、暖房運転時は冷媒の蒸発器として機能する室外機熱交換器と、前記エンジンの冷却液が循環する流路を形成する冷却液回路と、前記エンジンから排出された排気ガスを大気に放出する排気経路と、暖房運転時は排気ガスで冷却液を温める排気熱交換器と、暖房運転時は冷却液で冷媒を温めるとともに該冷媒の蒸発器として機能する補助熱交換器と、前記室外機熱交換器に空気を送る室外機ファンと、前記排気経路に設けられ、前記排気熱交換器を通った排気ガスを前記室外機ファンの上流側に排出する排気パイプとを備えたことを特徴とするガスヒートポンプのエンジン排気圧力低減装置。請求項1に記載のガスヒートポンプのエンジン排気圧力低減装置において、前記排気パイプは、前記排気熱交換器を通った排気ガスを前記室外機ファンの上流側に排出する流路である第1排気流路と、前記排気熱交換器を通った排気ガスを直に大気に放出する流路である第2排気流路とを有し、前記第1排気流路及び前記第2排気流路を切り替える切替手段を備えたことを特徴とするガスヒートポンプのエンジン排気圧力低減装置。請求項2に記載のガスヒートポンプのエンジン排気圧力低減装置において、前記切替手段は、電子制御装置により切替制御される切替弁であることを特徴とするガスヒートポンプのエンジン排気圧力低減装置。請求項2に記載のガスヒートポンプのエンジン排気圧力低減装置において、前記切替手段は、付勢手段により前記第2排気流路を開放する側に付勢される切替弁と、前記排気熱交換器の上流側の排気ガスを導入可能なシリンダと、前記シリンダに内設されて前記切替弁に連携され、前記シリンダ内の排気ガスの圧力が所定圧力を超えることで、前記付勢手段の付勢力に抗して前記切替弁を前記第1排気流路を開放する側に切り替えるピストンとを備えたことを特徴とするガスヒートポンプのエンジン排気圧力低減装置。ところで、特許文献1では、ガスヒートポンプに適用する場合、暖房時に排気ガスの排熱のエネルギーを積極的に空調に利用するための圧力損失の高い排気熱交換器がエンジンと排気パイプとの間に設けられることになるため、排気熱交換器の下流側で排出経路を増加しても排気圧力の低減に寄与し得ない。また、仮に圧力損失の低い排気熱交換器を採用すれば、有効に活用できる排熱のエネルギーが低下することになる。一方、特許文献2、3では、排気ガスの冷却やドレン処理の不用化、あるいは排気ガスの拡散を目的に空気ファンを使用するものの、排気圧力の低減については何ら示唆されていない。また、空気ファンを常時使用しているため、例えば低負荷時に空気ファンによって排気ガスの吸引排出が著しく助長された場合には、新たに供給した燃料の一部が排出されて非効率な運転になることがある。本発明の目的は、暖房時に排気ガスの排熱のエネルギーを有効活用しながらも、高負荷時の出力維持を実現することができるガスヒートポンプのエンジン排気圧力低減装置を提供することにある。上記問題点を解決するために、請求項1に記載の発明は、エンジンにより駆動されて冷媒を吸入するとともに該吸入した冷媒を圧縮して吐出する圧縮機と、前記圧縮機から吐出された冷媒が該圧縮機に吸入されるまでの流路を形成する冷媒回路と、前記冷媒回路に設けられ、暖房運転時は冷媒の蒸発器として機能する室外機熱交換器と、前記エンジンの冷却液が循環する流路を形成する冷却液回路と、前記エンジンから排出された排気ガスを大気に放出する排気経路と、暖房運転時は排気ガスで冷却液を温める排気熱交換器と、暖房運転時は冷却液で冷媒を温めるとともに該冷媒の蒸発器として機能する補助熱交換器と、前記室外機熱交換器に空気を送る室外機ファンと、前記排気経路に設けられ、前記排気熱交換器を通った排気ガスを前記室外機ファンの上流側に排出する排気パイプとを備えたことを要旨とする。同構成によれば、暖房運転時、前記排気経路の排気ガスは、前記排気熱交換器において前記冷却液回路を循環する冷却液を温める。そして、前記排気熱交換器で温められた冷却液は、前記補助熱交換器において前記冷媒回路を流れる冷媒を温める。このように、排気ガスの排熱を利用して、蒸発器として機能する前記補助熱交換器において冷媒を温めることができ、暖房運転時の効率を向上することができる。この場合、前記排気熱交換器における排気ガスの排熱利用の効率を上げるために、圧力損失の高い排気熱交換器が採用されることで、排気ガスの排気が停滞することになる。しかしながら、前記排気パイプにより、前記排気熱交換器を通った排気ガスが前記室外機ファンの上流側に排出されるため、該室外機ファンの補助による排気ガスの強制排気によって該排気ガスの大気への放出を促進することができ、特に高負荷時の出力を増大維持することができる。請求項2に記載の発明は、請求項1に記載のガスヒートポンプのエンジン排気圧力低減装置において、前記排気パイプは、前記排気熱交換器を通った排気ガスを前記室外機ファンの上流側に排出する流路である第1排気流路と、前記排気熱交換器を通った排気ガスを直に大気に放出する流路である第2排気流路とを有し、前記第1排気流路及び前記第2排気流路を切り替える切替手段を備えたことを要旨とする。同構成によれば、例えば高負荷時には、前記切替手段により前記第1排気流路に切り替えることで、前記室外機ファンの補助による排気ガスの強制排気によって該排気ガスの大気への放出を促進することができ、出力を増大維持することができる。一方、低負荷時には、前記切替手段により前記第2排気流路に切り替えることで、排気ガスの自然排気によって該排気ガスを大気に放出することができ、例えば強制排気の場合に比べて排気音を抑えることができる。請求項3に記載の発明は、請求項2に記載のガスヒートポンプのエンジン排気圧力低減装置において、前記切替手段は、電子制御装置により切替制御される切替弁であることを要旨とする。同構成によれば、前記第1及び第2排気流路を、前記電子制御装置による前記切替弁の切替制御によって能動的に切り替えることができる。請求項4に記載の発明は、請求項2に記載のガスヒートポンプのエンジン排気圧力低減装置において、前記切替手段は、付勢手段により前記第2排気流路を開放する側に付勢される切替弁と、前記排気熱交換器の上流側の排気ガスを導入可能なシリンダと、前記シリンダに内設されて前記切替弁に連携され、前記シリンダ内の排気ガスの圧力が所定圧力を超えることで、前記付勢手段の付勢力に抗して前記切替弁を前記第1排気流路を開放する側に切り替えるピストンとを備えたことを要旨とする。同構成によれば、前記切替弁による前記第1及び第2排気流路の切替えを、前記シリンダ内の排気ガスの圧力によって機械的に行うことができ、その構成をより簡素化することができる。そして、前記シリンダ内の排気ガスの圧力が所定圧力を超えるとき、即ち高負荷時に前記第1排気流路が開放されることで、出力を増大維持することができる。一方、前記シリンダ内の排気ガスの圧力が所定圧力を下回るとき、即ち低負荷時に前記付勢手段に付勢されて前記第2排気流路が開放されることで、排気音を抑えることができる。本発明では、暖房時に排気ガスの排熱のエネルギーを有効活用しながらも、高負荷時の出力維持を実現することができるガスヒートポンプのエンジン排気圧力低減装置を提供することができる。図1~図3を参照して本発明の一実施形態について説明する。図1に示すように、ガスヒートポンプ1は、エンジン10により駆動されて冷媒を吸入するとともに該吸入した冷媒を圧縮して吐出する圧縮機11と、該圧縮機11から吐出された冷媒が圧縮機11に吸入されるまでの流路を形成する冷媒回路12とを備える。この冷媒回路12には、冷媒と冷凍機油を分離するオイルセパレータ13、冷房暖房の流路に切り替える四方弁14、室外空気と冷媒との間で熱交換を行う室外機熱交換器15、冷媒回路12の冷媒の流量を調整する膨張弁16、室内空気と冷媒との間で熱交換を行う室内機熱交換器17、エンジンの冷却液と冷媒との間で熱交換を行う補助熱交換器としてのサブ熱交換器18、液冷媒とガス冷媒とを分離するアキュムレータ19などが設けられている。なお、オイルセパレータ13は、キャピラリーチューブCAを介して、圧縮機11の吸入口及びアキュムレータ19にそれぞれ接続されている。一方、エンジン10の冷却液が循環する流路を形成する冷却液回路20には、冷却液の流れを作るウォーターポンプ21、前記サブ熱交換器18、冷却液を空冷するラジエータ22、該ラジエータ22に向かう冷却液の流量とサブ熱交換器18に向かう冷却液の流量とバイパス流路23に向かう冷却液の流量とを自動的にコントロールするサーモスタット24,26、冷却液とエンジン10の排気ガスとの間で熱交換を行う排気熱交換器25などが設けられている。すなわち、サーモスタット24,26は、冷却液の温度に応じてラジエータ22に向かう冷却液の流量とサブ熱交換器18に向かう冷却液の流量とバイパス流路23に向かう冷却液の流量とを調節する。具体的には、冷却液温度Tが所定の低側温度T1例えば50°C以下の場合には、エンジン10を通過した冷却液が主としてバイパス流路23を介してウォーターポンプ21に戻る。また、冷却液温度Tが低側温度T1を超え、かつ所定の高側温度T2例えば70°C以下の場合には、エンジン10を通過した冷却液が主として、サブ熱交換器18を介してウォーターポンプ31に戻る。さらに、冷却液温度Tが高側温度T2を超える場合には、エンジン10を通過した冷却液が主としてラジエータ22を介してウォーターポンプ31に戻る。なお、ラジエータ22の下流側に設けられたラジエータキャップ27は、ラジエータ22内の圧力を調節することにより冷却液の蒸発量を少なくするものであり、その圧力は大気圧より高く設定される。また、ラジエータキャップ27の上流側で分岐して設けられたリザーブタンク28は、冷却液の蒸気が冷えて液体に戻ったものを溜めるものである。ここで、ガスヒートポンプ1の空気調和機が冷房運転を行うときは、四方弁14により流路の切り替えられた冷媒回路12にて冷房サイクルが行われる。すなわち、圧縮機11で高温高圧となった冷媒は、四方弁14を介して室外機熱交換器15へと流入する。このとき、凝縮器としての室外機熱交換器15では、室外空気と冷媒との間で熱交換を行うことにより、冷媒が凝縮される。そして、室外機熱交換器15を流出した冷媒は室内側に導かれ、膨張弁16で膨張した後に、室内機熱交換器17へと流入する。このとき、蒸発器としての室内機熱交換器17では、室内空気と冷媒との間で熱交換を行うことにより、冷媒が加熱されて蒸発する一方、冷媒の蒸発熱により室内空気が冷却されて冷風となり、冷房効果が生じる。さらに、室内機熱交換器17を流出した冷媒は室外側に導かれ、四方弁13を介してアキュムレータ18へと流入するとともに、該アキュムレータ19で液冷媒が分離された後に圧縮機11に戻る。一方、ガスヒートポンプ1の空気調和機が暖房運転を行うときは、四方弁14により流路の切り替えられた冷媒回路12にて暖房サイクルが行われる。すなわち、圧縮機11で高温高圧となった冷媒は、四方弁14を介して室内側に導かれ、室内機熱交換器17へと流入する。このとき、凝縮器としての室内機熱交換器17では、室内空気と冷媒との間で熱交換を行うことにより、冷媒が凝縮する一方、冷媒の凝縮熱により室内空気が加熱されて温風となり、暖房効果が生じる。そして、室内機熱交換器17を流出した冷媒は、膨張弁16で膨張した後に室外側に導かれ、室外機熱交換器15へと流入する。このとき、蒸発器としての室外機熱交換器15では、室外空気と冷媒との間で熱交換を行うことにより、冷媒が加熱されて蒸発する。あるいは、室外側に導かれた冷媒は、サブ熱交換器18へと流入する。このとき、蒸発器としてのサブ熱交換器18では、冷却液と冷媒との間で熱交換を行うことにより、冷媒が加熱されて蒸発する。そして、室外機熱交換器15又はサブ熱交換器18を流出した冷媒は、四方弁14を介してアキュムレータ19で液冷媒が分離された後に圧縮機11に戻る。これらの際、冷却液は、ウォーターポンプ21によって排気熱交換器25に送り出されて排気ガスで温められ、更にエンジン10で温められる。そして、運転開始時等で温度が低いときは、冷却液は、サーモスタット24によりバイパス流路23を介してウォーターポンプ21に戻る。また、排気熱交換器25等で温められる冷却液は、温度が上昇してくると、サーモスタット24,26によりサブ熱交換器18を介してウォーターポンプ21に戻る。さらに、排気熱交換器25等で温められる冷却液は、温度が更に上昇してくると、サーモスタット24,26によりラジエータ22を介してウォーターポンプ21に戻る。なお、サーモスタット24によりバイパス流路23に導かれた冷却液は、排気熱交換器25におけるエンジン10の排気ガスとの間の熱交換を繰り返すことで円滑に加熱される。また、サーモスタット24,26によりサブ熱交換器18に導かれた冷却液は、該サブ熱交換器18において冷媒との熱交換に供せられて該冷媒を加熱する。これにより、暖房時は冷媒を温めて暖房能力を向上させる。さらに、サーモスタット24,26によりラジエータ22に導かれた冷却液は、室外空気との間で熱交換することで放熱される。ここで、室外機熱交換器15及びラジエータ22の近傍には、室外機ファン29が設けられている。この室外機ファン29は、室外機熱交換器15における室外空気と冷媒との熱交換を促進するために該室外機熱交換器15に空気を送り、あるいはラジエータ22における室外空気と冷却液との熱交換を促進するために該ラジエータ22に空気を送るためのものである。次に、エンジン10並びにその燃料ガス及び吸排気の各系統について概略的に説明する。図2に示すように、燃料ガスは、ガスレギュレータ31で大気圧まで減圧されて、エンジン10に供給される。一方、吸入空気は、吸気ボックス32及びエアクリーナ33を経て燃料と混合されて、エンジン10のシリンダ燃焼室に導入される。エンジン10は、シリンダに導入された燃料を燃焼することで、前記圧縮機11等の駆動力を発生する。エンジン10の排気ガスを大気に放出するための排気経路40には、前記排気熱交換器25と、排気パイプ41とが配設されている。そして、燃料の燃焼に伴い排出される排気ガスは、排気熱交換器25で放熱し、排気パイプ41を経て大気中に排出される。また、排気ガスの放熱作用で発生するドレン水凝縮水は、ドレンフィルタ34において中和された後、機外外部に排出される。ここで、排気パイプ41は、排気熱交換器25に接続される集合排気流路42と、該集合排気流路42の下流側から分岐する第1排気流路43及び第2排気流路44とを有する。室外機熱交換器15の収容空間に設置される第1排気流路43は、排気熱交換器25を通った排気ガスを室外機ファン29の上流側に排出する流路を形成し、第2排気流路44は、排気熱交換器25を通った排気ガスを直に大気に放出する流路を形成する。つまり、排気パイプ41は、一般的な大気開放部に加えて、室外機ファン29の上流側にも排気出口を有している。そして、第1及び第2排気流路43,44の分岐部には、切替手段としての電気式の切替弁45が設けられている。この切替弁45は、エンジン10の各種制御を司る電子制御装置としてのエンジンマイコン46に駆動制御されるアクチュエータ47と機械的に連係されており、排気ガスの圧力を制御すべく、第1及び第2排気流路43,44を切り替える。そして、図3aに示すように、切替弁45により第1排気流路43が開放されるとともに第2排気流路44が閉鎖されると、排気熱交換器25を通った排気ガスは、排気パイプ41の集合排気流路42から第1排気流路43を介して室外機ファン29の上流側に排出される。また、図3bに示すように、切替弁45により第1排気流路43が閉鎖されるとともに第2排気流路44が開放されると、排気熱交換器25を通った排気ガスは、排気パイプ41の集合排気流路42から第2排気流路44を介して直に大気に排出される。本実施形態では、例えば暖房運転時、エンジン10の高負荷時に切替弁45で第1排気流路43を開放等し、エンジン10の低負荷時に切替弁45で第2排気流路44を開放等するように設定されている。具体的には、エンジンマイコン46でエンジン回転速度、スロットル開度、圧縮機11の差圧等の運転状態を監視して、例えばエンジンマイコン46により高負荷と判定された場合に切替弁45で第1排気流路43を開放等するべくアクチュエータ47を駆動制御する。次に、本実施形態の暖房運転時の動作について説明する。排気経路40の排気ガスは、排気熱交換器25において冷却液回路20を循環する冷却液を温める。そして、排気熱交換器25で温められた冷却液は、サブ熱交換器18において冷媒回路12を流れる冷媒を温める。このように、排気ガスの排熱を利用して、蒸発器として機能するサブ熱交換器18において冷媒を温めることができ、暖房運転時の効率を向上することができる。この場合、排気熱交換器25における排気ガスの排熱利用の効率排熱回収能力を上げるために、圧力損失の高い排気熱交換器25が採用されることで、排気ガスの排気が停滞することになる。しかしながら、エンジン10の高負荷時には、排気熱交換器25を通った排気ガスは、排気パイプ41の集合排気流路42から第1排気流路43を介して室外機ファン29の上流側に排出される。従って、室外機ファン29の補助による排気ガスの強制排気によって該排気ガスの大気への放出が促進され、エンジン10の出力が増大維持される。一方、エンジン10の低負荷時には、排気熱交換器25を通った排気ガスは、排気パイプ41の集合排気流路42から第2排気流路44を介して直に大気に排出される。従って、排気ガスの自然排気によって該排気ガスが大気に放出され、例えば強制排気の場合に比べて排気音が抑制される。以上により、エンジン10の負荷域回転域に応じて、強制排気と自然排気とが切り替えられる。以上詳述したように、本実施形態によれば、以下に示す効果が得られるようになる。1本実施形態では、エンジン10の高負荷時には、排気熱交換器25を通った排気ガスは、排気パイプ41の集合排気流路42から第1排気流路43を介して室外機ファン29の上流側に排出される。従って、室外機ファン29の補助による排気ガスの強制排気によって該排気ガスの大気への放出を促進し、そのエンジン10内の再循環を抑制することができ、エンジン10の出力効率を増大維持することができる。一方、エンジン10の低負荷時には、排気熱交換器25を通った排気ガスは、排気パイプ41の集合排気流路42から第2排気流路44を介して直に大気に排出される。従って、排気ガスの自然排気によって該排気ガスを大気に放出することができ、例えば強制排気の場合に比べて排気音を抑えることができる。また、排気ガスの排気圧力が過小になって、新しく導入した燃料が排気ガスとして排出されることを回避でき、ひいてはエンジン10の効率を好適に維持することができる。2本実施形態では、第1及び第2排気流路43,44を、エンジンマイコン46によるアクチュエータ47を介した切替弁45の切替制御によって能動的に切り替えることができる。3本実施形態では、要求出力に対して、より小排気量のエンジン10で対応が可能になるため、パッケージ室外機の外形の小型化やコストの削減が可能となる。また、エンジン10の低負荷時においても負荷率が向上するため、効率向上省エネ効果が見込まれる。なお、上記実施形態は以下のように変更してもよい。図4に示すように、排気ガスの排気圧力を利用する切替手段によって、第1及び第2排気流路43,44を切り替えてもよい。すなわち、排気熱交換器25の上流側に接続される排気ガス分岐パイプ51には、排気ガスを導入可能なシリンダ52が接続されている。このシリンダ52には、ピストン53が往復移動可能に内設されている。また、第1及び第2排気流路43,44の分岐部には、例えば捩りばねなどの付勢手段54により第2排気流路44を開放する側に付勢される切替弁55が設けられている。この切替弁55は、シリンダ52からピストン53の移動方向に突出するピストンロッド53aと機械的に連係されている。従って、例えばエンジン10の高負荷時において、排気熱交換器25の上流側からシリンダ52内に導入された排気ガスの圧力が所定圧力を超えると、シリンダ52内のピストン53が切替弁55側に移動する。そして、付勢手段54の付勢力に抗してピストンロッド53aに押圧される切替弁55により第1排気流路43が開放されるとともに第2排気流路44が閉鎖される。これにより、前記実施形態と同様、室外機ファン29の補助によって排気ガスが強制排気される。一方、エンジン10の低負荷時において、排気熱交換器25の上流側からシリンダ52内に導入された排気ガスの圧力が所定圧力を下回ると、付勢手段54に付勢される切替弁55により第1排気流路43が閉鎖されるとともに第2排気流路44が開放される。これに伴い、ピストンロッド53aに押圧されるシリンダ52内のピストン53が切替弁55から離隔する側に移動する。これにより、前記実施形態と同様、排気ガスが自然排気される。従って、このように変更することで、前記実施形態における13の効果に加えて以下に示す効果が得られるようになる。すなわち、切替弁55による第1及び第2排気流路43,44の切替えを、シリンダ52内の排気ガスの圧力によって機械的に行うことができ、その構成をより簡素化することができる。そして、シリンダ52内の排気ガスの圧力が所定圧力を超えるとき、即ち高負荷時に第1排気流路43が開放されることで、エンジン10の出力を増大維持することができる。一方、シリンダ52内の排気ガスの圧力が所定圧力を下回るとき、即ち低負荷時に付勢手段54に付勢されて第2排気流路44が開放されることで、排気音を抑えることができる。前記実施形態において、第2排気流路44を割愛するとともに、これに合わせて第1及び第2排気流路43,44を切り替える切替手段を割愛してもよい。この場合、排気熱交換器25を通った排気ガスは、排気パイプ41の集合排気流路42から第1排気流路43を介して室外機ファン29の上流側に常時排出される。このように変更しても、エンジン10の高負荷時には、室外機ファン29の補助による排気ガスの強制排気によって該排気ガスの大気への放出を促進することができ、エンジン10の出力効率を増大維持することができる。前記実施形態において、エンジン10の負荷に応じて第1及び第2排気流路43,44の各々に流れる排気ガスの流量をリニアに制御可能な切替手段であってもよいし、第1及び第2排気流路43,44を選択的に切り替える切替手段であってもよい。"