"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前記冷媒を熱交換媒体と熱交換させる高圧側熱交換器と、前記高圧側熱交換器で冷却された冷媒を減圧及び膨張させる膨張弁と、前記膨張弁を通過した前記冷媒と熱交換媒体とを熱交換させる低圧側熱交換器と、前記圧縮機の回転数を制御する制御部と、を備え、前記制御部は、前記圧縮機がオイル切れを起こさないものとして予め設定された前記冷媒の臨界循環量と、前記圧縮機に吸入される前記冷媒の推定された密度と、に基づいて求められる臨界回転数を超えない範囲で前記圧縮機の回転数を制御する、ことを特徴とするヒートポンプシステム。前記制御部は、前記臨界回転数の範囲内で前記圧縮機の回転数を増減させる、請求項1に記載のヒートポンプシステム。前記高圧側熱交換器が前記圧縮機で圧縮された前記冷媒と加熱対象の水との間で熱交換を行うことで、前記ヒートポンプシステムが給湯システムを構成し、加熱対象の前記水が加熱される目標温度を設定する設定部と、前記熱交換により加熱された前記水の温度を検出する温度センサと、を備え、前記制御部は、検出された前記水の温度が前記目標温度と相違する場合に、前記臨界回転数の範囲内で前記圧縮機の回転数を増減させる、請求項2に記載のヒートポンプシステム。CO2冷媒を用いた冷凍サイクルにおいては、CO2冷媒がフレオン冷媒と比較して潤滑オイル以下、単にオイルとの密度差が小さいため、冷凍サイクル中に設けられる従来のオイルセパレータでは遠心分離が充分に行われずにオイル分離効率が低下する。このため、冷凍サイクル中のオイルレートOilRate,冷凍サイクルを流れる冷媒とオイルの質量比率が増加し、水対冷媒熱交換器や空気熱交換器での熱交換性能が損なわれCOPCoefficientOfPerformanceが低下するという問題があった。これに対して、オイルセパレータにおける遠心力を大きくするために、分離管の内周半径を小さくすることが考えられるが、分離管内周と吐出管外周の隙間が減少するため、流入ガスが吐出管に衝突してしまい回転流速が低下し、逆に分離効率が低下してしまう。オイル分離効率が低下すると、貯油室内に循環、貯留されるオイル量が減少し、圧縮機に十分なオイルを供給できなくなり、圧縮機運転上の信頼性が低下するおそれがある。ここで、圧縮機の回転数によって決まる冷媒循環量と、冷凍サイクル中のオイルレートとは相関関係があり、図2に示すように、冷媒循環量が大きいほど、冷媒と一緒に圧縮機から吐き出されるオイルも多くなるために、冷凍サイクル中のオイルレートが増加する。このため、現状の技術では冷媒循環量が大きい時に圧縮機がオイル切れを起こして故障する恐れがある。本発明は、このような技術的課題に基づいてなされたもので、冷媒循環量の大小にかかわらずに、圧縮機がオイル切れを起こすことなく運転を継続できるヒートポンプシステムを提供することを目的とする。圧縮機がオイル切れを起こさないようにするためには冷媒循環量を把握、制御すればよいが、冷媒循環量を直接制御することはできない。そこで本発明は、圧縮機に吸入される冷媒の密度と圧縮機の回転数との積から冷媒循環量が定まるとみなし、圧縮機がオイル切れを起さないオイルレートの冷媒循環量となるように、圧縮機の回転数を制御する。この過程で、冷媒の密度は冷凍サイクル中で測定される物理量に基づいて推定することができる。すなわち本発明のヒートポンプシステムは、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機と、圧縮機から吐出された高温高圧の冷媒と熱交換媒体とを熱交換させる高圧側熱交換器と、高圧側熱交換器で冷却された冷媒を減圧及び膨張させる膨張弁と、膨張弁を通過した冷媒と熱交換媒体とを熱交換させる低圧側熱交換器と、圧縮機の回転数を制御する制御部を備える。本発明の制御部は、圧縮機がオイル切れを起こさないものとして予め設定された冷媒の臨界循環量と、圧縮機に吸入される冷媒の推定された密度と、に基づいて求められる臨界回転数を超えない範囲で圧縮機の回転数を制御する。本発明のヒートポンプシステムにおいて、制御部は、臨界回転数の範囲内で圧縮機を回転数の増減させることができる。ヒートポンプシステムの運転状態に応じて、圧縮機の出力を増やし、あるいは、減じることを意図するものである。本発明のヒートポンプシステムは、高温側熱交換器が圧縮機で圧縮された冷媒と加熱対象の水との間で熱交換を行うことで、給湯システムを構成し、この場合、加熱対象の水が加熱される目標温度を設定する設定部と、熱交換により加熱された水の温度を検出する温度センサと、を備えるとことができる。そして、制御部は、検出された水の温度が目標温度と相違する場合には、臨界回転数の範囲内で圧縮機の回転数を増減させる。そうすれば、圧縮機がオイル切れを起こさずに、目標温度に沿った温度の水お湯を沸き上げることができる。本発明によると、圧縮機がオイル切れを起こさないものとして予め設定された冷媒循環量と、圧縮機に吸入される冷媒の推定された密度と、に基づいて求められる臨界回転数を超えない範囲で圧縮機の回転数を制御するので、冷媒循環量の大小にかかわらずに、圧縮機がオイル切れを起こすことなく運転を継続できるヒートポンプシステムが提供される。以下、添付図面に示す実施の形態に基づいてこの発明を詳細に説明する。[第1実施形態]図1に示すように、給湯システム1は、ヒートポンプユニットヒートポンプシステム2と、貯湯ユニット3とから構成されている。ヒートポンプユニット2は、CO2冷媒が循環する冷媒回路を構成するものであり、室外の空気外気と、冷媒との間で熱交換を行うものである。ヒートポンプユニット2には、圧縮機21と、空気熱交換器22と、水対冷媒熱交換器23と、設定部24と、制御部29と、が設けられている。圧縮機21は、一体に構成された電動モータにより回転駆動されることにより、空気熱交換器22を通過した低圧の冷媒を吸入して圧縮し、高温高圧の冷媒を水対冷媒熱交換器23に向けて吐出するものである。電動モータ、つまり圧縮機21は、制御部29によりその動作が制御される。本実施形態における圧縮機21としては、圧縮機構が単一の単段圧縮機構のもの、あるいは低段側圧縮機構と高段側圧縮機構とを備える多段圧縮機構のものを用いることができる。圧縮機構としては、スクロール型圧縮機構や、ロータリ式圧縮機構など公知の形式の圧縮機を用いることができる。空気熱交換器低温側熱交換器22は、外気と膨張弁を通過した冷媒との間で熱交換を行うものであり、公知の熱交換器を用いることができる。この熱交換の過程で冷媒は蒸発し、外気から熱を吸収する。水対冷媒熱交換器高温側熱交換器23は、貯湯ユニット3側の水と冷媒とで熱交換することによって水を加熱する。圧縮機21から吐出された高温高圧の冷媒は、ここで冷却される。このようなヒートポンプユニット2の冷凍サイクル回路には、水対冷媒熱交換器23の出口側と空気熱交換器22の入口側との間に電子膨張弁25が設けられている。電子膨張弁25は、高圧の冷媒を断熱膨張させることにより減圧して、低圧の冷媒とするものであり、制御部29により開度が制御される。設定部24は、水対冷媒熱交換器23により水を加熱する目標温度を設定沸き上げ目標温度するものである。給湯システム1を利用するユーザがこの沸き上げ目標温度を設定部24に入力すると、当該情報は制御部29に通知される。制御部29は、沸き上げ目標温度に基づいて圧縮機21、電子膨張弁25、後述する水循環ポンプ31などの制御対象の動作を制御する。ヒートポンプユニット2は、圧縮機21の回転数を制御するために、圧縮機21に吸入される冷媒の圧力吸入圧力Pを検知する吸入圧力センサ26と、圧縮機21の回転数圧縮機回転数Nを検知する回転数検知手段27と、を備えている。吸入圧力センサ26、回転数検知手段27で得られる検知情報吸入圧力P、圧縮機回転数Nを用いて圧縮機21の回転数を制御する手法は後述する。貯湯ユニット3は、断熱材で覆われた貯湯タンク30を備える。ヒートポンプユニット2には、この貯湯タンク30内の水を水対冷媒熱交換器23に送り込む水循環ポンプ31が設けられている。水循環ポンプ31は、制御部29によりその動作が制御される。このような貯湯ユニット3は、貯湯タンク30から水循環ポンプ31によって送り込まれた加熱対象としての水が、水対冷媒熱交換器23においてヒートポンプユニット2側の冷媒と熱交換することで加熱される。給湯システム1においては、圧縮機21により圧縮された高温高圧の超臨界状態の冷媒は、水対冷媒熱交換器23に導かれる。この冷媒は、水対冷媒熱交換器23において貯湯ユニット3側の水との間で熱交換、つまり水に向かって放熱する。そうすると高温高圧の超臨界状態の冷媒は、水対冷媒熱交換器23の内部で冷却され、低温高圧の超臨界状態の冷媒となる。その一方で、水は、水対冷媒熱交換器23において冷媒の熱を吸収し、加熱された湯として貯湯タンク30に供給される。水対冷媒熱交換器23から流出した冷媒は、電子膨張弁25を経て空気熱交換器22に導かれ、空気熱交換器22において外気空気との間で熱交換、つまり、外気の熱を吸収する。そのため、低温低圧の液相の冷媒は、空気熱交換器22の内部で蒸発し、気相の冷媒となる。空気熱交換器22から流出した気相の冷媒は、圧縮機21に吸入される。吸入された冷媒は、圧縮機21により圧縮された後、再び水対冷媒熱交換器23に向けて吐出され、上述の過程が繰り返される。制御部29は給湯システム1の動作の制御を司るものであるが、特に本実施形態では圧縮機21にオイル切れを起させないことを考慮して圧縮機の回転数を以下説明するように制御する点に特徴がある。前述したように、冷媒循環量とオイルレートとの間には相関関係がある。その一例を図2に示す。オイルレートが大きくなると圧縮機21がオイル切れを起しやすくなるが、冷媒循環量は圧縮機の回転数と相関がある。したがって、オイル切れを起させないためには、圧縮機回転数を調整する必要がある。冷媒循環量とオイルレートの相関関係は圧縮機21毎に定まるものであり、図2を例にすると、オイルレートをOc以下に抑えるのに必要な冷媒の臨界循環量をGcとすると、冷媒循環量が臨界循環量Gc以下となるように圧縮機21を運転すれば圧縮機21はオイル切れを起さない。したがって、冷媒循環量が臨界循環量Gc以下となる圧縮機回転数で圧縮機21を運転することが必要である。なお、オイルレートOcは圧縮機21がオイル切れを起さないオイルレートの臨界値である。ここで、圧縮機21に吸入されるCO2冷媒の吸入密度と圧縮機21の圧縮機回転数の積により冷媒循環量が定まるものとみなすことができる。したがって、臨界循環量Gcは例えば図2を用いて圧縮機21毎に特定されるから、吸入密度が判れば、オイル切れを起さない圧縮機の臨界回転数Ncを、求めることができる。この点が本発明の趣旨である。吸入密度は圧縮機21の運転中に推定することができる。吸入密度を推定する手法はいくつか存在する。例えば、圧縮機21に吸入される冷媒の圧力吸入圧力Pを測定するとともに、吸入圧力Pから吸入圧力飽和温度Tを算出すれば、モリエル線図より当該冷媒の吸入密度ρを推定することができる。以上のようにヒートポンプユニット2圧縮機21を運転しながら吸入密度を推定できる。しかるに、ヒートポンプユニット2に用いるCO2冷媒は予め特定できるし、また、圧縮機21の仕様が特定されれば吸入圧力Pに対する吸入圧力飽和温度Tも予め求めることができる。したがって、吸入圧力Pと臨界回転数Ncとの相関関係を、予め設定することができる。この一例を図3に示す。図3には吸入圧力Pと臨界回転数Ncの相関線図Lが示されている。制御部29は、相関線図Lに関するデータを保持する。制御部29は、ヒートポンプユニット2圧縮機21の運転中に、吸入圧力センサ26で得られる吸入圧力Pの検知結果を取得するとともに、上記データ相関関係に検知結果を照合することで、当該吸入圧力Pに対応する臨界回転数Ncを特定する。一方で、制御部29は、回転数検知手段27から圧縮機回転数Nを取得し、これと特定された臨界回転数Ncと比較する。そして、圧縮機回転数Nが臨界回転数Ncを超えないように、制御部29は圧縮機21に対して回転数の制御を行う。この場合も、間接的とは言え、臨界循環量Gcと、の推定された吸入密度ρと、に基づいて求められる臨界回転数Ncを超えない範囲で圧縮機21の回転数Nを制御することに他ならない。そうすることで、圧縮機21の回転数、つまりは冷媒循環量の大小にかかわらず、圧縮機21はオイル切れを起さずに運転を継続することができる。吸入密度を推定する手法は、以上手法1とするに限らない。<手法2>例えば、吸入圧力を測定するとともに圧縮機21の吸入管の温度を測定し、吸入圧力飽和温度に加えて、吸入管温度をも考慮して吸入密度を推定することができる。吸入密度の推定をより精度よく行なうことが期待できる。<手法3>また、吸入管温度を吸入圧力飽和温度と等価とみなして、吸入圧力を測定することなく、吸入管温度から手法1に準じて吸入密度を推定することができる。さらに、圧縮機21についての圧力、温度を検知対象とするのではなく、空気熱交換器22を検知対象とすることができる。圧縮機21と空気熱交換器22の間の圧力損失、温度差が小さいことに基づくものであるが、具体的には以下の通りである。なお、手法1~手法9で示した以外にも、手法1~手法9で測定対象となった圧力、温度を適宜組み合わせて吸入密度を推定することができる。<手法4>空気熱交換器22の出口圧力を測定し、空気熱交換器22の出口圧力飽和温度を算出する。そして、出口圧力飽和温度が吸入圧力飽和温度と等価とみなすことで、手法1に準じて吸入密度を推定する。<手法5>空気熱交換器22の出口圧力と空気熱交換器22の出口温度を測定する。そして、出口圧力飽和温度が吸入圧力飽和温度と等価とし、出口温度が吸入管温度と等価として、手法2に準じて吸入密度を推定する。<手法6>空気熱交換器22の入口温度を測定する。そして、空気熱交換器22の入口温度が、空気熱交換器22の出口圧力飽和温度と、さらには吸入圧力飽和温度と等価として、手法1に準じて吸入密度を推定する。<手法7>空気熱交換器22の入口温度と空気熱交換器22の出口温度を測定する。そして、空気熱交換器22の入口温度が、空気熱交換器22の出口圧力飽和温度と、また吸入圧力飽和温度と等価とし、さらに、空気熱交換器22の出口温度が吸入管温度と等価として、手法2に準じて吸入密度を推定する。<手法8>空気熱交換器22の途中温度を測定する。そして、空気熱交換器22の途中温度が、空気熱交換器22の出口圧力飽和温度と、また、吸入圧力飽和温度と等価として、手法1に準じて吸入密度を推定する。<手法9>空気熱交換器22の途中温度と空気熱交換器22の出口温度を測定する。そして、空気熱交換器22の途中温度が、空気熱交換器22の出口圧力飽和温度と、また、吸入圧力飽和温度と等価とし、さらに空気熱交換器22の出口温度が吸入管温度と等価として、手法2に準じて吸入密度を推定する。[第2実施形態]次に、本願発明の第2実施形態を図4及び図5を参照しながら説明する。第2実施形態にかかる給湯システム100は、図4に示すように、基本的な構成は第1実施形態と同じであり、これに水対冷媒熱交換器23において冷媒と熱交換された水の温度出水温度を測定する温度センサ28が水対冷媒熱交換器23に付随して設けられている。制御部29は温度センサ28で測定された出湯温度を取得する。なお、図4において、第1実施形態と同じ構成については図1と同じ符号を付することでその説明を省略する。また、給湯システム100は、ヒートポンプユニット2を使って沸き上げるお湯の目標温度が設定部24を介して制御部29に設定される。制御部29は水対冷媒熱交換器23からの出湯温度が目標温度に達するように圧縮機21の運転条件を定める。この圧縮機21の基本的な運転条件は、例えば特許文献1~特許文献4に開示された手法を採用することができるし、他の手法を採用することができる。給湯システム100は、第1実施形態と同様の手法により、油切れを起こさないように制御部29が圧縮機21の回転数を制御するが、さらに以下の機能が付加されている。第1実施形態図3では、油切れを起こさないための圧縮機回転数Nを臨界回転数Nc以下に規制している。一方で、制御部29は、この規制範囲内において、出湯温度が目標温度に達するように圧縮機21の回転数を制御する。給湯システム100は、通常、制御部29は出湯温度が目標温度に達するのを前提としているが、給湯システム100を取り巻く環境によっては、所定の時間が経過しても、出湯温度が目標温度に達しないことがあるし、逆に、出湯温度が目標温度を超えることがある。そこで、制御部29は、設定された目標温度と温度センサ28で測定された出湯温度を比較し、出湯温度が目標温度よりも低いときには、前記規制範囲内において圧縮機21の回転数を通常運転時よりもプラス側に補正する図5の通常運転を示す線Mよりも上のハッチング範囲。出湯温度が目標温度よりも高い時には、圧縮機21の運転による加熱能力が過多と解されるから、圧縮機21の回転数を-マイナス側に補正する図5の通常運転を示す線Mよりも下のハッチング範囲。そうすることで、油切れを起こすことがないことはもちろん、目標温度に沿った出湯温度のお湯を得ることができる。本発明は、以上の実施形態に加えて、本発明の主旨を逸脱しない限り、上記実施の形態で挙げた構成を取捨選択したり、他の構成を加えることが可能である。例えば、図1図3に示した以外の構成を給湯システム1、100が備えていてもよい。一例として空気熱交換器22と圧縮機21の間にアキュムレータを設けることが掲げられる。その場合、気相の冷媒と液相の冷媒とに分離した後に、気相の冷媒を圧縮機21に向けて吐出することができる。また、以上の実施形態は給湯システムを例にしたが、本願発明をこれに限定されず、ヒートポンプユニット2を備える空調などの機器に広く本願発明を適用することができる。さらに、以上の実施形態では、低温側熱交換器として空気熱交換器22の例を示し、また、高温側熱交換器として水対冷媒熱交換器23の例を示したが、低温側熱交換器において冷媒と熱交換される熱交換媒体は水に限らず空気、その他の媒体とすることができるし、また、高温側熱交換器において冷媒と熱交換される熱交換媒体は空気に限らず水、その他の媒体とすることができる。"